Proiectarea Generala Si Functionala a Unui Schimbator de Viteze in Trepte Pentru Un Automobil

7/22/2019 Proiectarea Generala Si Functionala a Unui Schimbator de Viteze in Trepte Pentru Un Automobil

http://slidepdf.com/reader/full/proiectarea-generala-si-functionala-a-unui-schimbator-de-viteze-in-trepte-pentru 1/76

1

Tema de proiect:

Să se efectueze proiectarea generală și funcțională a unui schimbător deviteze în trepte pentru un automobil cu următoarele caracteristici:

• tipul automobilului : autocamion

• caroseria : deschisa• număr de persoane(locuri) : 3• masa utilă maximă : 14000 kg• viteza maximă atinsă : 90 km/h• puterea maximă : Pmax = 327,33 [kW] la 2100 [rpm];• momentul maxim : Mmax =1920,28 [Nm] la 1050 [rpm];• i0 = 4,22• i1 = 8,57

• isn = 1,01• alte particularitați : MAC 6x4 (punti motoare spate)



2

CUPRINS

Capitolul 1 Etajarea schimbătorului de viteze. Trasarea diagramei fierăstrău. .............................. 4

1.1 Etajarea schimbătorului de viteze. .................................................................................... 4

1.2 Trasarea diagramei fierăstrău ........................................................................................... 6

Capitolul 2 Determinarea performațelor de tracțiune .................................................................... 7

2.1 Caracteristica de tracțiune ..................................................................................................... 7

2.2 Caracteristica dinamică ......................................................................................................... 9

2.3 Caracteristica accelerațiilor ................................................................................................. 11

Capitolul 4 Stabilirea schemei de organizare a SV și determinarea numărului de dinți pentruroțile dințate. .................................................................................................................................. 25

4.1 Stabilirea schemei de organizare generala a SV ................................................................. 25

4.2 Determinarea distanței dintre axele arborilor și a modulului normal al danturii ................ 26

4.3 Determinarea numărului de dinți pentru roțile dințate ........................................................ 28

4.4 Calculul rapoartelor de transmitere finale și trasarea diagramei fierăstrău reale ................ 29

Capitolul 5 Calculul și proiectarea mecanismului reductor ......................................................... 31

5.1 Alegerea materialelor pentru roțile dințate .......................................................................... 31

5.2 Determinarea elementelor dimensionale principale ale angrenajului ................................. 31

5.3 Forţele din angrenaje ...................................................................................................... 36

5.4 Verificarea danturii ......................................................................................................... 36

5.4.1 Verificarea la oboseală prin încovoierea dintelui ......................................................... 36

5.4.2 Verificarea la presiune de contact ........................................................................... 37

5.4.3 Verificarea la durabilitate a angrenajelor ................................................................ 38

5.5 Proiectarea arborilor si a organelor de rezemare ............................................................ 39

5.5.1 Predimensionarea arborilor și alegerea capetelor de arbori .................................... 39

5.5.2 Alegerea rulmenților stabilirea preliminară a formei constructive a arborilor ........ 39

5.5.3 Verificarea canelurilor arborelui primar ................................................................. 40

5.5.4 Verificarea arborilor ................................................................................................ 41

5.5.4.1 Verificarea la solicitare compusa ........................................................................ 42

5.5.4.2 Calculul coeficientului de siguranță global ......................................................... 43

Capitolul 6 Studiul soluților constructive posibile pentru puntea față .......................................... 44

Capitolul 7 Studiul soluților constructive posibile pentru suspensia punții față ........................... 51

Capitolul 8 Calculul punții față a autocamionului ........................................................................ 57

8.1 Calculul grinzii punții din față ........................................................................................ 58

8.2 Calculul fuzetei ............................................................................................................... 63



3

8.3 Calculul pivotului fuzetei ............................................................................................... 65

Capitolul 9 Calculul și proiectarea suspensiei punții față ............................................................. 68

9.1 Calculul arcurilor cu foi ...................................................................................................... 68

9.2 Calculul elementelor de amortizare ale suspensiei ............................................................. 69

Bibliografie .................................................................................................................................... 76



4

Capitolul 1 Etajarea schimbătorului de viteze. Trasarea diagramei

fierăstrău.

1.1 Etajarea schimbătorului de viteze.

Schimbătorul de viteză cu trepte este caracterizat din punct de vedere cinematic, prinnumărul de trepte (etaje) și rapoartele de trasmitere. Raportul de transmitere maxim, stabilit încorcondranță cu cele arătate anterior, reprezintă raportul de transmitere al primei trepte, 1 si .

Raportul de transmitere la care se realizează viteza maximp impusă în tema de proiectare, sni ,

este stabilit odată cu predeterminarea și definitivarea raportului de transmisie al transmisiei principale. El corespunde fie ultimei trepte, fie penultimei trepte, atunci când există treaptă desupraviteză (economică).

Ansambll operațiilor de stabilire a numărului de trepte și a valorilor rapoartelor detransmitere ale schim bătorului de viteză se numește etajarea schimbătorului de viteză. Etajarea schimbătorului de viteză se va face după criteriul aceluiași interval de turații ale

motorului în fiecare treaptă. Numărul minim de trepte se determină cu relația:

n

n

i

i

N sn

s

ln

ln

1

1

min (1.1)

Prin urmare pentru același interval de turații în fiecare treaptă, avem:

.1

const n

n

i

i

sj

sj

, N j ...3,2,1 (1.2)

Relația precedentă arată că rapoartele de transmitere sunt în progresie geometrică avand rația:

n

nr G

(1.3)

Numită și rație de etajare. Pentru o treaptă dată j există relația:

V ii

in sj

sj

06525,2 (1.4)

Termenul general al progresiei geometrice pentru rapoartele de transmitere va fi:1

1 j

G s sj r ii , N j ...3,2,1 (1.5)

Pentru N j raportul de transmitere este cunoscut: sni . Ținând cont de acesta, din (1.5) se

obține:

1

1

N

s

snG

i

ir (1.6)

Substituind pe Gr în relația precedentă (1.6) se va obține:

11

1 N j N s

j sn sj iii , N j ...3,2,1 (1.7)



5

Tab 1.1 Intervalele extreme de viteză pentru fiecare treaptă din schimbător

Treapta is vmin vmax

1 8,57 5,53 12,11

2 4,19 12,11 26,523 2,05 26,52 58,10

4 1,00 58,10 127,26

Tabel 1.2 Vitezele autovehiculului pentru fiecare treaptă de viteză,la diferite turații

n [min-1

] VI [km/h] VII[km/h] VIII[km/h] VIV[km/h]

1050 5,53 11,31 23,15 47,37

1100 5,79 11,85 24,25 49,63

1150 6,05 12,39 25,35 51,88

1200 6,32 12,93 26,46 54,14

1250 6,58 13,47 27,56 56,39

1300 6,84 14,00 28,66 58,65

1350 7,11 14,54 29,76 60,91

1400 7,37 15,08 30,86 63,16

1450 7,63 15,62 31,97 65,42

1500 7,90 16,16 33,07 67,67

1550 8,16 16,70 34,17 69,93

1600 8,42 17,24 35,27 72,18

1650 8,69 17,78 36,38 74,44

1700 8,95 18,31 37,48 76,701750 9,21 18,85 38,58 78,95

1800 9,48 19,39 39,68 81,21

1850 9,74 19,93 40,78 83,46

1900 10,00 20,47 41,89 85,72

1950 10,27 21,01 42,99 87,97

2000 10,53 21,55 44,09 90,23

2050 10,79 22,08 45,19 92,49

2100 11,06 22,62 46,30 94,74

2150 11,32 23,16 47,40 97,00

2200 11,58 23,70 48,50 99,25

2250 11,84 24,24 49,60 101,51

2300 12,11 24,78 50,71 103,76



6

1.2 Trasarea diagramei fierăstrău

Fig 1.1 Diagrama fierăstrău pentru etajarea în progresie geometrică

0.00

10.00

20.00

30.00

40.00

50.00

60.00

70.00

80.00

90.00

100.00

110.00

0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600

V [Km/h]

n [rot/min]

Diagrama fierăstrău

treapta I

treapta II

treapta III

treapta IV



7

Capitolul 2 Determinarea performațelor de tracțiune

2.1 Caracteristica de tracțiune

Pentru trasarea caracteristicii de tracțiune trebuie să se determine forța de tracțiunegenerată de autovehicul în fiecare treaptă a schimbătorului de viteze.Pentru aceasta se utilizeazăformula:

(2.1)

Unde : isk - valoarea raportului de transmitere al schimbătorului de viteze în treapta k i 0 - raportul de transmitere al transmisiei principale

t - randamentul transmisiei

momentul motor care depinde de sarcină și turație

Pe de altă parte, viteza autovehiculului se poate exprima în fucție de turația motorului șirapoartele de transmitere isk și i0.

V=0,377

(2.2)

Pentru studiul performațelor maxime de tracțiune, trebuie analizată variația forței detracțiune în funcție de viteză, atunci când motorul funcționează la sarcină totală, iar schimbătorulde viteze este cuplat succesiv în toate treptele.

Forța de tracțiune este direct proporțională cu momentul Me, forma curbei sale de variație

este similară cu cea a momentului motor.

[ (

)

] (2.3)

unde:

(2.4)

Me max= 220 Nm (momentul maxim)ca=1,2 (coeficientul de adaptabilitate al motorului)M p=183,33 Nm

(2.5)

nM= 1700 rpmce=0,46 (coeficientul de elasticitate al motorului)nP= 3695 rpm

Valorile forței de tracțiune în funcție de viteza obținută în fiecare treaptă a schimbătoruluide viteze sunt prezentate în tabelul 2.1

Caracteristica de tracțiune pentru fiecare treaptă a schimbătorului de viteze este prezentată în figura 2.1



8

Tabel 2.1 Valorile vitezei si forței de tracțiune în funcție de treapta schimbătorului de viteze

nTreapta I Treapta II Treapta III Treapta IV

v Ft v Ft v Ft v Ft

850 4,47 11909,70 9,15 5822,83 18,71 2848,88 38,35 1389,70

900 4,74 11952,54 9,69 5843,78 19,81 2859,13 40,60 1394,70

950 5,00 11983,15 10,23 5858,74 20,91 2866,45 42,86 1398,27

1000 5,26 12001,51 10,77 5867,72 22,01 2870,84 45,11 1400,41

1050 5,53 12007,63 11,31 5870,71 23,11 2872,30 47,37 1401,12

1100 5,79 12001,51 11,84 5867,72 24,21 2870,84 49,63 1400,41

1150 6,05 11983,15 12,38 5858,74 25,31 2866,45 51,88 1398,27

1200 6,32 11952,54 12,92 5843,78 26,41 2859,13 54,14 1394,70

1250 6,58 11909,70 13,46 5822,83 27,51 2848,88 56,39 1389,70

1300 6,84 11854,61 14,00 5795,89 28,61 2835,70 58,65 1383,27

1350 7,11 11787,28 14,54 5762,97 29,71 2819,59 60,91 1375,411400 7,37 11707,70 15,07 5724,07 30,81 2800,56 63,16 1366,13

1450 7,63 11615,89 15,61 5679,18 31,91 2778,60 65,42 1355,41

1500 7,90 11511,83 16,15 5628,30 33,01 2753,70 67,67 1343,27

1550 8,16 11395,53 16,69 5571,44 34,11 2725,88 69,93 1329,70

1600 8,42 11266,98 17,23 5508,60 35,21 2695,14 72,18 1314,70

1650 8,69 10943,83 17,77 5350,60 36,31 2617,84 74,44 1276,99

1700 8,95 10797,56 18,30 5279,09 37,41 2582,85 76,70 1259,93

1750 9,21 10642,43 18,84 5203,24 38,51 2545,74 78,95 1241,82

1800 9,48 10478,42 19,38 5123,06 39,61 2506,51 81,21 1222,69

1850 9,74 10305,56 19,92 5038,54 40,71 2465,16 83,46 1202,521900 10,00 10123,82 20,46 4949,69 41,81 2421,68 85,72 1181,31

1950 10,27 9933,23 21,00 4856,50 42,91 2376,09 87,97 1159,07

2000 10,53 9733,76 21,53 4758,98 44,01 2328,38 90,23 1135,80

2050 10,79 9525,44 22,07 4657,13 45,11 2278,55 92,49 1111,49

2100 11,06 9308,24 22,61 4550,94 46,22 2226,59 94,74 1086,14

2150 11,32 9082,19 23,15 4440,42 47,32 2172,52 97,00 1059,77

2200 11,58 8847,26 23,69 4325,56 48,42 2116,32 99,25 1032,35

2250 11,84 8603,48 24,23 4206,37 49,52 2058,01 101,51 1003,91

2300 12,11 8350,82 24,76 4082,84 50,62 1997,57 103,76 974,43



9

Figura 2.1 Caracteristica de tracțiune

2.2 Caracteristica dinamică

Performațele de tracțiune ale unui autovehicul depind nu numai de caracteristica detracțiune ci și de greutatea sa și de factorul dinamic (K=k A).Pentru a îngloba toate cele treielemente de influență, este necesară utilizarea unui parametru special dedicat:factorul dinamic.

(2.6)

Deoarece forța de tracțiune este dependentă de viteză și de treapta în care este cuplatschimbătorul de viteze, rezultă că și factorul dinamic depinde de acești factori.Caracteristicadinamică reprezintă funcția care exprimă dependența factorului dinamic de vitezaautovehiculului pentru toate treptele schimbătorului de viteze atunci când motorul funcționeazăla sarcină totală.Valorile factorului dinamic în funcție de viteza automobilului si treapta SV sunt

prezentate în tabelul 2.2.Tabel 2.2 Valorile factorului dinamic

Treapta I Treapta II Treapta III Treapta IV

v D v D v D v D

4,47 0,46 9,15 0,22 18,71 0,11 38,35 0,05

4,74 0,46 9,69 0,22 19,81 0,11 40,60 0,055,00 0,46 10,23 0,23 20,91 0,11 42,86 0,05

5,26 0,46 10,77 0,23 22,01 0,11 45,11 0,05

5,53 0,46 11,31 0,23 23,11 0,11 47,37 0,05

5,79 0,46 11,84 0,23 24,21 0,11 49,63 0,05

6,05 0,46 12,38 0,23 25,31 0,11 51,88 0,05

6,32 0,46 12,92 0,22 26,41 0,11 54,14 0,05

6,58 0,46 13,46 0,22 27,51 0,11 56,39 0,05

6,84 0,46 14,00 0,22 28,61 0,11 58,65 0,05

7,11 0,45 14,54 0,22 29,71 0,11 60,91 0,05

7,37 0,45 15,07 0,22 30,81 0,11 63,16 0,05

7,63 0,45 15,61 0,22 31,91 0,11 65,42 0,05

0.00

2000.00

4000.00

6000.00

8000.00

10000.00

12000.00

14000.00

0.00 20.00 40.00 60.00 80.00

Ft [daN]

V [km/h]

Caracteristica de tracțiune

Treapta I

Treapta II

Treapta III

Treapta IV



10

7,90 0,44 16,15 0,22 33,01 0,10 67,67 0,05

8,16 0,44 16,69 0,21 34,11 0,10 69,93 0,05

8,42 0,43 17,23 0,21 35,21 0,10 72,18 0,04

8,69 0,42 17,77 0,21 36,31 0,10 74,44 0,04

8,95 0,42 18,30 0,20 37,41 0,10 76,70 0,04

9,21 0,41 18,84 0,20 38,51 0,10 78,95 0,04

9,48 0,40 19,38 0,20 39,61 0,09 81,21 0,04

9,74 0,40 19,92 0,19 40,71 0,09 83,46 0,04

10,00 0,39 20,46 0,19 41,81 0,09 85,72 0,04

10,27 0,38 21,00 0,19 42,91 0,09 87,97 0,04

10,53 0,37 21,53 0,18 44,01 0,09 90,23 0,03

10,79 0,37 22,07 0,18 45,11 0,09 92,49 0,03

11,06 0,36 22,61 0,17 46,22 0,08 94,74 0,03

11,32 0,35 23,15 0,17 47,32 0,08 97,00 0,03

11,58 0,34 23,69 0,17 48,42 0,08 99,25 0,03

11,84 0,33 24,23 0,16 49,52 0,08 101,51 0,0312,11 0,32 24,76 0,16 50,62 0,07 103,76 0,02

Figura 2.2 Caracteristica dinamică

0.00

0.05

0.10

0.15

0.20

0.25

0.30

0.35

0.40

0.45

0.50

0.00 20.00 40.00 60.00 80.00

D [daN]

V [km/h]

Caracteristica dinamică

Treapta I

Treapta II

Treapta III

Treapta IV



11

2.3 Caracteristica accelerațiilor

Caracterisitca accelerațiilor reprezintăfuncția, respectiv reprezentarea grafică a acesteia,care prezintă dependența accelerației autovehiculului față de viteza de deplasare pentru toatetreptele schimbătorului de viteze, când motorul funcționează la sarcina totală.

(2.7)

*+ (2.8)

unde: coeficientul de influenţă a maselor în miscare de rotaţie factorul dinamic coeficientul de rezistență al drumului Valorile coeficienţilor de influenţă a maselor în miscare de rotaţie şi cele ale momentelor

de iner ţie masice depind de cilindreea şi numărul de cilindri ai motorului, de tipul şicaracteristicile constructive ale transmisiei, în primul rând ale schimbătorului de viteze, de tipulşi dimensiunile pneurilor.

În lipsa datelor concrete, mărimile respective se pot aproxima astfel: (2.9)unde: este coeficientul de influenţă a maselor în miscare de rotaţie din schimbător în treapta k

raportul de transmitere al schimbătorului în treapta k a SV raportul de transmitere al transmisiei principaleÎn tabelul 2.3 sunt prezentate valorile coeficientului de influență a maselor în mișcare de

rotație, pentru fiecare treaptă a SV.

Tabel 2.3 Valorile coeficientului de influență a maselor în mișcare de rotație

Treapta 1 2 3 4is 8,57 4,19 2,05 1

δk 1,130 1,084 1,062 1,051

=f cosα p+sinα p (2.10)Conseiderăm că autovehiculul se deplasează în palier, astfel unghiul de înclinare al pantei

este nul(α p =0)=0,018

În tabelul 2.4 sunt prezentate valorile accelerațiilor pentru fiecare treaptă a SV.

Tabel 2.4 Valorile accelerațiilor Treapta I Treapta II Treapta III Treapta IV

V1

[km/h]a1

[m/s2]V2

[km/h]a2

[m/s2]V3

[km/h]a3

[m/s2]V4

[km/h]a4

[m/s2]8,02 3,47 11,35 2,42 16,04 1,67 32,08 0,7510,02 3,46 14,19 2,42 20,05 1,67 40,10 0,7412,03 3,45 17,03 2,40 24,06 1,66 48,12 0,7314,03 3,42 19,87 2,38 28,07 1,64 56,14 0,7216,04 3,38 22,71 2,35 32,08 1,62 64,16 0,7018,04 3,33 25,55 2,32 36,09 1,59 72,18 0,6720,05 3,28 28,39 2,28 40,10 1,56 80,20 0,65

22,05 3,21 31,22 2,23 44,11 1,53 88,22 0,6224,06 3,13 34,06 2,17 48,12 1,48 96,24 0,5826,06 3,05 36,90 2,11 52,13 1,44 104,26 0,55



12

28,07 2,95 39,74 2,04 56,14 1,38 112,28 0,5130,07 2,84 42,58 1,96 60,15 1,33 120,30 0,4632,08 2,73 45,42 1,88 64,16 1,26 128,32 0,4134,08 2,60 48,26 1,79 68,17 1,20 136,34 0,3636,09 2,47 51,09 1,69 72,18 1,12 144,36 0,3038,09 2,32 53,93 1,59 76,19 1,04 152,38 0,2540,10 2,17 56,77 1,47 80,20 0,96 160,39 0,18

În figura 2.3 este prezentată caracteristice de acelerare pentru toate cele 5 trepte aleschimbătorului de viteze.

Figura 2.3 Caracteristica de accelerare

0

0.5

1

1.5

2

2.5

3

3.5

4

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90

a [m/s2]

V [km/h]

Caracteristica accelerațiilor

Treapta I

Treapta II

Treapta III

Treapta IV



13

Capitolul 3 Studiul soluțiilor constructive posibile pentru schimbătorul de

viteze și alegerea justificată a unei soluții pentru autovehiculul ce se

proiectează

3.1 Soluții constructive pentru autocamioane. Prezentare generală.

La autocamioane se folosesc schimbătoare de viteză la care cuplarea treptelor serealizează fie prin sincronizatoare și/sau mufe de cuplare, eventual cu roți plimbătoare, fie cuambreiaje multidisc. În primul caz, schimbătoarele de viteză au trei arbori și realizează treapta de

priză directă. De asemenea, mai pot fi și variante cu doi sau trei arbori intermediari. Prima variantp este similară cu cea de la autoturisme. Pentru mersul înapoi se adaugă un arboresuplimentar cu două roți sau o singură roată, plasarea lor facându -se astfel încât să se asigurecompactitate maximă și solicitări mecanice reduse.

La valori mari ale momentului maxim al motorului distanța dintre axele arborilorschimbătorului de viteze crește mult, ceea ce conduce la dimensiuni mari de gabarit, masă mare,

viteze periferice mari ale roților dințate și momente mari de inerție ale acestora. Ca urmare, semăresc solicitările dinamice și zgomotul în funcționare, iar schimbarea treptelor devine dificilă.Pentru înlăturarea acestor dezavantaje se folosesc doi sau trei arbori intermediari antrenațisimultan de către arborele primar.

Când se folosesc trei arbori intermediari axele lor sunt plasate în spațiu simetric,intersecțiile lor cu un plan transversal reprezentând un triunghi echilateral. Există propuneri

pentru schimbătoare cu ambreiaj dublu care poate realiza 12 trepte pentru mersul inainte. Pentru a realiza valori scăzute ale saltului de etajare trebuie să se mărească numărul de trepte,care poate ajunge chiar la 20. În acest scop se folosește un schimbător de viteze propriu -zis,

numit schimbător de viteze principal, și unul sau doua reductoare înseriate cu acesta.Posibilitățiile de cuplare ale acestor elemente sunt arătate in figura 3.1 .

Fig. 3.1 Psibilitățile de combinare a schimbătorului de viteză principal cu reductorul(reductoarele)

Reductorul montat în fața schimbătorului de viteză principal se mai numește și reductor divizor, iar cel montat în spate se mai numește și reductor multiplicator.

De regulă, reductorul divizor realizează două trepte: treapta de priză directă și treapta cu raportde transmitere supraunitar. La reductor multiplicator raportul de transmitere al acestuia în primatreaptă este mare, iar schimbătorul de viteză principal are saltul de etajare mic și diapazonul derapoarte de transmitere relativ mic. În general, diapazonul total de rapoarte la un astfel deschimbător de viteză poate ajunge până la 13-14.Uneori, la această variantă, daca schimbătorul

principal de viteză are 5 trepte nu se formează 10 trepte, ci numai 9.Reductoarele pot fi executate din subansambluri distincte și montate la schimbătorul de viteze

principal. Acesta din urmă poate fi utilizat și singur pe autovehicul. În acest mod se obține oraționalizare a prducției de subansambluri. Totuși se constată tendința de a realiza schimbătoare

de viteze cu multe trepte, care încorporează în construcția lor și reductorul.



14

3.2 Soluții constructive ale schimbatoarelor de viteză ce pot echipa autocamionul

proiectat.

În figura 3.2 este reprezentată construcţia cutiei de viteze a autocamionului SR -131, carese caracterizează prin patru trepte de mers înainte şi una de mers înapoi. Treptele II, I II, IV, suntsincronizate. Mecanismul de comandă, fixare şi zăvorâre este montat în capacul lateral al cutiei

de viteze (figura 3.3)

Fig. 3.2 Cutia de viteze a autocamionului SR-131:

1- arbore primar; 2, 3 şi 15- rulmenţi cu bile; arbore intermediar; 5, 7, 8 şi 11- roţile dinţate pentru trepte de mersînainte, de pe arborele intermediar; 6 - roată dinţată pentru mersul înapoi; 9- blocul roţilor dinţate de pe arborele demers înapoi; 10- carterul cutiei de viteze; 12- rulment cu role; 13- flanşa arborelui secundar; 14- tamburul frânei

centrale; 17 - mufă cu cuplare cu sincronizator pentru treapta a II -a; 20- arbore secundar; 21- mufă cu cuplare cusincronizator pentru treptele a III-a şi a IV-a; 22- roată dinţată a arborelui primar; 23- rulment cu role-arc.

Fig. 3.3 Mecanismul de comandă, fixare şi zăvorâre a treptelor cutiei de viteze a autocamionului SR -131:

1- manetă de schimbare a vitezelor; 2- arcul mecanismului de fixare; 3- bila mecanismului de fixare; 4- furcă decuplare pentru treptele I şi a II-a; 5- tijă culisantă pentru treptele I şi a II-a; 6 - ştift; 7 - furcă de cuplare pentrutreptele a III-a şi a IV-a; 8- tijă culisantă pentru treptele a III-a şi a IV-a; 9- bila mecanismului de zăvorâre; 10- tijăculisantă pentru mersul înapoi; 11- furcă de cuplare pentru mersul înapoi..



15

În figura 3.4 este reprezentată construcţia şi schema cinematică a cutiei de viteze cu şasetrepte, iar în figura 3.5. schema cinematică a cutiei de viteze cu şase trepte cu reductor, care

permite dublarea numărului de trepte de viteză. Caracteristic cutiei de viteze cu cinci şi şase trepte, utilizate la automobilele ROMAN,

este faptul că roţile dinţate de pe arborele secundar sunt montate prin intermediul unor rulmenţi

cu role-ace. Cuplarea tuturor tr eptelor de viteză se face prin mufe de cuplare cu sincronizator.

Figura 3.4 Cutia de viteze cu şase trepte pentru automobile tip ROMAN şi DAC a- secţiune longitudinală; b- schema cinematică; 1- arbore primar; 2, 14, 16, şi 29- rulmenţi; 3- roata dinţată de pearborele primar; 4- capacul cutiei de viteze; 5- tijă; 6, 8, 9, 11 şi 13- roţile dinţate de pe arborele secundar; 7, 10 şi12- furcile mecanismului de comandă a treptelor; 15- arbore secundar; 17- roata dinţată de pe arborele de mersînapoi; 18, 20, 21, 24, 25, şi 27- roţile dinţate de pe arborele intermediar; 19, 23 şi 26- mufe de cuplare cu

sincronizator pentru treptele I şi a II-a, a III-a şi a IV-a, respectiv a V-a şi a VI-a; 22- arbore intermediar; 28- carter;30- arbore de mers înapoi; 31- mufă de cuplare cu sincronizator pentru mersul înapoi; 32- roată dinţată pentrumersul înapoi montată pe arborele secundar.



16

Figura 3.5 Cutia de viteze cu şase trepte, cu reductor -distribuitor, pentru automobile tip ROMAN şi DAC:1, 3, 5, 7, 9 şi 17- roţi dinţate pentru mersul înainte, montate pe arborele secundar; 2, 4, 6, 8, 10 şi 12- roţi dinţate

pentru mersul înainte montate pe ar borele intermediar; 13, 14, 15 şi 16- roţi dinţate pentru mersul înapoi; 17 şi 18-roţi dinţate în angrenare permanentă, de la reductorul cutiei de viteze; 19 ,20, şi 21- mufe de cuplare pentru treptele I

şi a II-a, a III-a şi a IV-a, şi, respectiv, a V-a şi a VI-a; 22- mufă de cuplare a treptelor I şi a II-a ale reductorului; 23-mufă de cuplare a treptei de mers înapoi; 24- arborele primar al reductorului; 25 – arbore intermediar; 26- arboresecundar; 27- arborele de mers înapoi; 28- carterul cutiei de viteze; 29- carterul reductorului; 30- arboreleintermediar al reductorului; 31- arborele secundar al reductorului.

Fig.3.3 Schimbător de viteză pentru autocamione, cu trei etaje, 16 viteze, doi arbori intermediari, tip ZF-ASTRONIC 16 AS 2600. Formula de creare a schimbătorului de viteze 2x4x2. Reductorul divizor și cel multiplicator

realizează cuplarea roților prin sincronizatoare, în timp ce schimbătorul principal prin roți baleatoare

Datorită necesității unei game foarte variate de rapoarte de transmitere, schimbatorul deviteză ce va echipa autocamionul proiectat va fi cu trei arbori sau va avea în componențăreductoare suplimentare. În continuare se vor analiza diferite soluții constructive pentruschimbătoare de viteză deja existente pe piața.



17

Fig.3.4 Scheme cinematice ale unor schimbătoare de viteze cu trei arbori pentru autocamioane:

P-arbore primar; I-arbore intermediar; S-arbore secundar; MI-ax roată mers înapoi;S1,S2,S3- sincronizatoare

În figura 3.4 a, se este indicată schema cinematică constructivă a unui schimbător deviteză cu 5 trepte pentru mers înainte și o treaptî pentru mersul înapoi. Ultima treaptă este desupraviteză. Se observă că mai există un lagăr suplimentar pentru arborele secundar, iar una dinroți este montată în consolă. Soluția aceasta este condiționată și de faptul că schimbătorul deviteză derivă dintr -un schimbător cu 4 trepte.

În figura 3.4 b, este prezentă schema cinematică a unui schimbător de viteză cu 5 trepte pentru mersul înainte și o treaptă pentru mersul înapoi, cu sprijinire multiplă a arborilor (arborele

secundar are 3 lagăre, iar arborele intermediar are 4 lagăre). Modul de realizare a treptelor estearătat în tabelele de angrenare 3.1a și 3.2b.

Tab.3.1a Modul de realizare a treptelor schimbătorului de viteză cu schema cinematică din figura 3.4a

Tab.3.1b Modul de realizare a treptelor schimbătorului de viteză cu schema cinematică din figura 3.4b



18

În figura 3.5 este prezentată schema cinematică a unui schimbător de viteză deautocamion cu trei arbori (doi arbori intermediari)- Fuller:5+1 trepte.

Fig.3.5 Schema cinematică a unui schimbător de viteză de autocamion cu trei arbori (doi arboriintermediari)- Fuller:5+1 trepte

Din schema cinematică prezentată în figura 3.5 se deduce cu ușurință modul cum serealizează cele 5 trepte pentru mers înainte. Pentru mersul înapoi se folosesc roțile 7’, 8’, ș i 6,care sunt în angrenare permanentă,la fel ca și 7”, 8” și 6, iar roata 6 se solidarizează cu arborelesecundar prin intermediul dispozitivului de cuplare de pe acest arbore. Axele celor 4 arbori suntcoplanare, astfel că arborele intermediar este supus doar la moment de torsiune, forța rezultantă

care se exercită asupra lui fiind nulă. Pentru a realiza valori scăzute ale saltului de etajare trebuie să se mărească numărul detrepte, care poate ajunge chiar la 20. În acest scop se folosește un schimbător de viteze propriu -zis, numit schimbător de viteze principal, și unul sau doua reductoare înseriate cu acesta. Înfigura 3.6 sunt prezentate 2 tipuri de astfel de schimbătoare de viteză. În figura 3.6 a, este

prezentată schema cinematică a unui schimbător de viteză principal cu 4 trepte înseriat cu unreductor divizor cu două trepte. Reductorul este cu trei arbori, roțile sale fiind 1r, 2r,1r’, 2r’.Modul de realizare a treptelor se deduce ușor din schema cinematică. În fidura 3.6 b, esteindicată schema cinematică a unui schimbător de viteză principal urmat de un reductormultiplicator cu două trepte. Și în acest caz reductorul are două trepte ( una dintre ele fiind prizădirectă), soluția constructivă fiind cu trei arbori. Roțiile acestuia sunt1r, 2r, 1r’, 2r’.Ca redactormultiplicator poate fi folosit și un reductor planetar.



19

Fig.3.6 Schema cinematică a unui schimbător de viteză cu reductoare suplimentare:

a) cu reductor divizor (dispus înaintea schimbătorului de viteză principal); b) cu reductor multiplicator (dispus după schimbătorul de viteză principal)

Frecvent pentru contrucția schimbătorului de viteză cu reductor divizor se foloseșteschema cinematică prezentată în figura 3.7.

Fig.3.7 Schema cinematică a unui schimbător de viteză cu reductoare suplimentar dispus în partea din față, avândarborele intermediar comun cu cel al schimbătorului de viteză principal

Schimbătorul de viteză principal are 6 trepte pentru mersul înainte și o treaptă pentru

mersul înapoi ( se folosesc roțile 1, 2, 3, 4, 5, 6 și 1’, 2’, 3’, 4’, 5’ ș i 6’). Strict vorbind, nu existăun reductor înseriat cu un schimbător de viteze principal. Există doi arbori primari coaxiali carese și pot cupla între ei și un singur arbore intermediar. Când este cuplat reductorul, roata 1r, careangrenează permanent cu roata 2r, este solidarizată cu arborele primar Pr. Rapoartele detransmitere se realizează cu ajutorul acestui angrenaj permanent și al oricărui angrenaj ce conțineuna din roțile 2 la 6. Când arborele primar Pr este solidarizat cu arborele primar P prinintermediul sincronizatorului și al roții 3r, angrenajul permanent1-1’ este pus sub sarcină șiraportul de transmitere se realizează cu ajutorul acestlui angrenaj și al oricprui angrenaj ceconține una din roțile 2 la 6 ( pentru mersul înapoi sunt folosite roțile 6’, 7 și 7’.

Un alt tip de schimbător de viteză utilizat la autocamioane este cel cu 6 arbori prezentatîn figura 3.8.



20

Fig.3.8 Schema cinematică a unui schimbător de viteză cu axele arborilor fixe și cu ambreaje

de cuplare a treptelor ( 6 arbori, 6 trepte înainte, 1 treapta de mers înapoi)

În partea dreaptă a schemei cinematice din figura 3.8 se poate urmării dispunerea spațialăa celor 6 arbori. Pentru realizarea unei trepte trebuie să fie cuplate simultan două ambreaje, așacum se evidențiază în tabelul de angrenare 3.2. Astfel acest schibător de viteză are trei grade demobilitate.

Tab.3.2 Modul de realizare a treptelor schimbătorului de viteză cu schema cinematică din figura 3.8



21

Din prezentarea schemelor cinematice ale schimbătoarelr de viteză normale, se poatetrage concluzia că, principial, nu sunt dificultăți în alegerea unei scheme cinematice adecvate(unele aspecte sunt mai dificile în legătira cu schemele similare cu cele din figura 3.8). Din punctde vedere cinematic principiul de organizare este acelați, mai concret dispunerea roților trebuiesă asigure compactitate maximp, rigiditate mărită a arborilor și realizarea treptei de mers înapoi

respectând cerințele menționate). 3.3 Părțile componente ale schimbătorului de viteză

3.3.1 Sistemul de acționare

Sistemul de acționare al cutiei de viteze servește la cuplarea și decuplarea treptelor deviteză. Alegerea treptei de viteză, respectiv a raportului de transmitere, pentru diferite condiții dedeplasare se poate face printr-un sistem manual, automat, sau semiautomat. Oricare ar fi tipulsistemului ales el trebuie sa sadisfacă următoarele condiții:

-construcție simplă -siguranță în funcționare -cost redus-efort minim din partea conducătorului -întreținere ușoară

Sistemul de acționare la cutiile de viteze cu mecanice în trepte cu arbori cu axe fixe, înmajoritatea cazurilor, este mecanic.

În figura 3.9 este prezentată construcția mecanismului de acționare a treptelor cu maneta pe capacul cutiei de viteze.

Fig.3.9 Mecanismul de comandă a treptelor de viteză cu maneta pe capacul cutiei de viteze

Maneta 1 este prevăzută cu nuca sferică S pentru a putea oscila în locaşul sferic alcapacului 7. Tijele 5 şi 6, pe care sunt fixate furcile 4 şi respectiv 3, pot culisa în locaşurilerespective din capac. La rândul lor, furcile sunt prevăzute cu locaşuri în formă de U, în care

poate pătrunde capătul inferior al manetei. Fiecare furcă poate comanda succesiv două trepte. Nuca sferică este apăsată în locaşul său de arcul 2.

Pentru a cupla o anumită treaptă de viteză, este necesar să se deplaseze maneta, în plantransversal (săgeţile A-A), astfel încât capătul ei să pătrundă în locaşul furcii de pe tija 5 sau6(corespunzătoare treptei respective). Apoi, prin deplasarea manetei în plan longitudinal

(săgeţile B-B), tija culisează împreună cu furca fixată pe ea, care intră în locaşul roţilor saumufelor treptei respective, deplasându-se şi realizând astfel cuplarea treptei de viteză.



22

În figura 3.10 este reprezentat mecanismul de comandă cu maneta pe coloana volanului. În suporturile 9 şi 16, pe coloana volanului, este montat axul 11, pe al cărui capăt

superior, în suportul 13, se montează maneta 14 de schimbare a treptelor de viteză. Bolţul 15,înşurubat în suportul 16, serveşte ca reazem manetei 14. La capătul inferior al axului 11 este

montat ştiftul 10, care-l leagă cu pârghia 7. La rotirea manetei 14, din poziţia neutră, în sensulacelor de ceasornic, se cuplează treapta a III-a de viteză, iar în sens contrar, treapta a II-a. Pentrucuplarea treptei I şi de mers înapoi, maneta 14 se ridică şi, ca urmare, axul 11 se deplasează însus, comprimând arcul 12, iar ştiftul 10 leagă pârghia S cu axul 11. În această poziţie, la rotireamanetei 14 în sensul acelor de ceasornic se cuplează treapta I, iar la rotirea în sens contr ar serealizează mersul înapoi.

Fig.3.9 Mecanismul de comandă a treptelor de viteză cu maneta pe coloana volanului

De la pârghiile 7 şi 9, mişcarea se transmite prin tijele 4 şi 5 la pârghiile 2 şi 3, fixate penişte fusuri, în capacul lateral 1 al cutiei de viteze. Pe capetele interioare ale fusurilor sunt fixate

pârghiile cu sectoarele 20, precum şi furcile 6 de schimbare a vitezelor. Furca din faţă pătrundeîn gulerul mufei de sincronizare, iar cea din spate în gulerul roţii dinţate pentru treapta I şi cea demers înapoi. Între sectoare este montat dispozitivul de fixare, compus din pistonul plonjor 17 cudouă bile 19 şi arcul 18.

3.3.2 Sistemul de fixare a treptelor de viteză

Pentru fixarea treptelor (figura 3.10), fiecare tijă culisantă 3 are pe partea superioară treilocaşuri semisferice în care poate intra bila 1, apăsată de arcul 2. Locaşurile extreme corespundcelor două trepte pe care le realizează furca fixată pe tija respectivă, iar cel din mijloccorespunde poziţiei neutre. Distanţele dintre aceste locaşuri trebuie astfel alese, încât să asigureangrenarea roţilor pe toată lungimea dinţilor. Tensiunea arcului trebuie să nu permită deplasareade la sine a tijei culisante respective (datorită vibraţiilor sau forţelor axiale produse la angrenarearoţilor), ci numai datorită efortului depus de conducătorul auto.



23

Fig.3.10 Mecanismul de fixare a treptelor de viteză

Zăvorârea treptelor de viteză (figura 3.11)se obţine prin practicarea unui locaş în fiecaretijă 2, astfel încât bolţul (zăvorul) 1 să împiedice cuplarea simultană a două trepte. Unele schemede organizare prevăd în locul bolţului 1 câte două bile.

Fig.3.11 Mecanismul de zăvorâre a treptelor de viteză

Schema de funcţionare a mecanismului de zăvorâre (blocare) a treptelor unei cutii deviteze cu patru trepte este prezentată în figura 3.12. Tijele culisante extreme 1 şi 5 au practicate,

în plan orizontal, pe partea interioară câte un locaş semisferic, iar tija centrală are două asemenealocaşuri pe părţi diametral opuse. În dreptul locaşurilor, tija centrală are un orificiu în care semontează ştiftul 4. Între tija centrală şi cele extreme se găsesc câte două bile (zăvoare) 2 şi 6.

În poziţia neutră, toate locaşurile se află pe aceeaşi linie, iar între bile şi locaşuri există unmic joc. Acţionându-se asupra tijei centrale 3 (figura 3.12 a.), ea va determina bilele 2 şi 6 săiasă din locaşurile ei şi să intre în locaşurile tijelor extreme. Astfel, acestea se vor zăvorî pânăcând tija centrală este readusă în poziţia neutră. Acţionându-se asupra tijei 1 (figura 3.12 b.),

bilele 2 ies din locaşul lor şi pătrund în locaşul tijei centrale 3, unde deplasează ştiftul 4 înlocaşul său către cealaltă parte a tijei 3. Prin aceasta, se acţionează asupra bilelor 6, car e vor fi

obligate să intre în locaşul tijei 5. Astfel, tijele 3 şi 5 vor fi zăvorâte. Acţionându -se asupra tijei5, se vor zăvorî tijele 1 şi 3 (figura 3.12 c.).

Fig.3.12 Schema de funcţionare a mecanismului de zăvorâre a treptelor de viteză



24

3.3.3 Sistemul de cuplare a treptelor de viteză

Cuplarea treptelor de viteză se face prin intermediul sincronizatoarelor. Acestea suntmecanisme speciale ce realizează egalarea vitezelor unghiulare ale arborelui și roții dințateînainte de solidarizarea în rotație a lor.

Utilizarea sincronizatoarelor este cea mai importantă perfecționare a schimbătorului deviteză cu arbori cu axe fixe. Sincronizatoarele permit să se realizeze o schimbare rapidă și fărășoc a treptelor independent de indemărarea conducătorului. Clasificarea sincronizatoarelor seface după forma suprafeței de frecare și după principiul de funcționare. Astfel acestea pot fi:-sincronizatoare cu conuri;-sincronizatoare cu discuri;-sincronizatoare cu presiune constantă sau simple; -sincronizatoare cu inerție sau sincronizatoare cu blocare.

Fig.3.13 Schema de funcţionare a sincronizatorului cu blocare

3.4 Alegerea justificativă a schimbătorului de viteză ce va echipa autocamionul

În urma analizei schimbătoarelor de viteză ce echipează modelele similare deja existente pe piață s-a ales pentru echiparea autocamionului de proiectat un schimbător de viteze cu 8 treptealcătuit dintr -un reductor cu 2 trepte și un schimbător principal cu 3 arbori, cu 4 trepte de mersînainte și una de mers înapoi. Roțile dințate vor fi cu dinți înclinați datorită silențiozității înangrenare. Mecanismul de acționare va fi unul mecanic prin cuplare directă cu ajutorul tijelor și

pârgiilor culisante, acesta va fi prevăzut cu manetă deasupra schimbătorului de viteză iarcuplarea treptelor se va realiza prin intermediul unor sincronizatoare conice cu dispozitiv de

blocare.



25

Capitolul 4 Stabilirea schemei de organizare a SV și determinarea

numărului de dinți pentru roțile dințate.

4.1 Stabilirea schemei de organizare generala a SV

În vederea echipării autocamionului s-a ales proiectarea unei variante similare aschimbătorul de viteze ce echipează la ora actuală autocamioanele existente pe piață. Acesta afost prezentat pe larg în capitolul 3.

Figura 4.1 Schema de organizare de ansamblu a unui schimbător de viteze cu patru trepte

Astfel, cunoscând numărul de trepte al schimbătorului de viteze, și anume 5 trepte, se vaalege pentru cuplarea roților dințate soluția cu sincronizatoare, aceasta fiind întâlnită lamajoritatea autocamioanelor ce circula în Europa. Poziția roților dințate față de lagărelearborilor, se realizează inițial pe baza modelelor similare urmând ca mai apoi aceasta să fiedefinitivată prin calcule ținând seama de o serie de factori: lățimea roților, lățimeasincronizatoarelor, distanțele dintre roțile dințate, lățimea lagărelor.

Distanța dintre axele arborilor este determinată cu relația:

3

4

1 1

u

uT K a a

Unde: 278,0a K pentru autocamioane

1T -momentul de torsiune la pinionul treptei I de viteza.

Pentru SV cu 3 arbori, GCG T iT 1 , unde CGi este raportul de transmitere al angrenajului permanent, iar GT este momentul motor.

u – raportul de transmitere al primei trepte.

mma 845,195

143,2

1143,241028,1920278,0 3

43

Se va alege conform STAS și ținând cont de modelele similare distanța mmC 200 .



26

4.2 Determinarea distanței dintre axele arborilor și a modulului normal al danturii

În cazul schimbătorului de viteză cu trei arbori ( cu priză directă), raportul de transmitereal treptei j este:

ij

sj

p

i sj

z

z

z

z i

unde:

i z este numărul de dinți al roții de pe arborele intermediar care angrenează permanent cu

pinionul arborelui primar

p z -numărul de dinți al pinionului de pe arborele primar

ij z -numărul de dinți al roții de pe arorele intermediar corespunzătoare treptei j;

sj z -numărul de dinți ai roții de pe arborele secundar corespunzătoare treptei j (ea angrenează cu

roata având numărul de dinți ij z ).

Axele arborilor primar și secundar sunt coliniare și paralele cu axa arborelui intermediar.Deci distanțele dintre centrele roților conjugate este constantă:

wtj

t sjij

j

nj

wt

t pi

nw z z

m z z

ma

cos

cos)(

cos2cos

cos)(

cos2

Sau: 1

8,7

87

6,5

65

4,3

43

2,1

21 2

coscoscoscosC

m

C z z z z z z z z

unde: nm este modulul normal al pinionului de pe arborele primar

njm - modulul normal al roților conjugate de pe arborele intermediar și secundar

corespunzătoare treptei j - unghiul de înclinare a dințiilor pinionului de pe arborele primar

j - unghiul de înclinare a dințiilor roților conjugate de pe arborele intermediar și

secundar corespunzătoare treptei j

t -unghiul de presiune frontal de referință

wtjwt , - unghiul de angrenare frontal corespunzător roților cu numere de dinți i z și p z ,

respectiv ij z și sj z

Într-o pr imă etapă a stabilirii numărului de dinți se poate considera cazul mai simplu al

angrenajului zero-deplasat ( 021 p p x x ). În această situație t wt , t wt . Pentru

simplificare și ieftinirea procesului de producție se recomandă pe cât posibil, modulele normaleale roțiilor să fie aceleași.

j

sjij pi

n

w z z z z

m

a

cos2cos2

Unghiurile de înclinare ale dinților se recomandă a avea valorile situate într -un interval[20°,30°] pentru autocamioane. Se caută ca solicitările axiale să fie cât mai mici. La arboreleintermediar, dacă se alege adecvat înclinarea dinților, se poate anula forța axială rezultantă ce

solicită rulmenții acestuia. Pentru aceasta, în primul rând trebuie ca înclinarea dințiilor de pearborele intermediar să fie la toate roțile ori spre stânga ori spre dreapta. În general se alegedirecția în asa fel încât forța axială să fie orientată către exteriorul schimbătorului de viteze.



27

Modulele roților dințate se determină în funcție de tipul automobilului și valoareamomentului maxim ce poate fi transmis, utilizând tabelul 4.1 .Adoptând din tabel diametrul pitchDP, modulul se determină cu relația:

DP mn

4,25

Tipul automobiluluiMomentul motor

mdaN Diametrul pitch (DP)

Dantură dreaptă Dantură înclinată

AutoturismePână la 16,6 17,3...27,6Peste 27,6

1088

121210

Autocamioane

Până la 27,6 27,6...34,634,6...41,5Peste 41,5

7665

8766

Tabelul 4.1 Date necesare pentru alegerea diametrului pitch

23,46

4,25nm

Determinarea prealabilă a modulului se mai poate face și cu ajutorul graficului prezentatîn figura 4.2. Gama modulelor este standardizată (STAS 822-61) și se prevăd valori pentru

nm 25,0 (n fiind număr întreg)

Fig. 4.2 Grafic pentru determinarea prealabilă a modulului roților dințate

Se adoptă pentru valoarea modulului roților dințate valoarea 5,4nm .

La schimbătoarele de viteză cu dinți înclinați suma dinților roților dințate trebuie săcrescă cu 2-3 unități de la stânga la dreapta pentru a realiza o descărcare a lagărelor de forțeleaxiale. Deci în acest caz:

87654321 z z z z z z z z



28

4.3 Determinarea numărului de dinți pentru roțile dințate

În cazul în care toate roțiile au același modul normal, distanța dintre axele arboreluisecundar ( sau primar) și intermediar este:

m

C z z z z z z z z z z

2

)cos()cos()cos()cos()cos( 10,9

109

8,7

87

6,5

65

4,3

43

2.1

21

2510,98,76,54,32.1

88,885,4

2002

)cos()cos()cos()cos()cos( 10,9

109

8,7

87

6,5

65

4,3

43

2.1

21

z z z z z z z z z z

Rezultatele experimentale au arătat că suma dințiilor toților dințate cu dinți înclinațitrebuie să crească cu 2-3 unități de la stânga la deapta pentru a realiza o descărcare a lagărelorde forțele axiale.

Deci în acest caz: 80876543 z z z z z z

Se vor adopta astfel:

7343 z z 7565 z z

7787 z z

80109 z z

a) Treapta I-a.

8

7

1

21

z

z

z

z i s ; Pentru a nu rezulta un schimbător de viteze înalt se alege

9

10

1

2

z

z

z

z , iar 101 z z

În felul acesta rezultă: 80109

z z , dar 2136,201011

10

9

1

2 z z i z

z

z

z

s

dinți;

6147,6157,8211192 si z z z dinți.

b) Treapta II-a.

725,161

01,521

2

21

8

7

8

7

1

2

2

z

i z

z

z

z

z

z

z i s

s

7787 z z

2925,288 z dinți ; 517 z dinți

c) Treapta III-a.

01,161

93,221

2

31

6

5

6

5

1

2

3 z

i z

z

z

z

z

z

z i s

s

7565 z z


d) Treapta a IV-a

589,061

71,121

2

31

4

3

4

3

1

24

z

i z

z

z

z

z

z

z i s

s

7343 z z




29

În cazul în care deplasarea sculei este simetrică la corectarea dintilor 021 ,

elementele geometrice ale angrenajului sunt:

mm z z m

C C 2402

21

ma 11 ; ma 12

mb 2,11 ; mb 2,12

2211 z md e ; 2222 z md e

24,211 z md i ; 24,222 z md i

tg m sd 2

21 ;

tg m sd 2

22

În care: a și b’ reprezintă înălțimea capului și a piciorului dintelui;

ed și id - diametrele exterioare și interioare

d s - grosimea dintelui măsurată pe cercul de divizare; 2,0325,0...125,0 pentru acest caz

20 - unghiul de angrenare;

4.4 Calculul rapoartelor de transmitere finale și trasarea diagramei fierăstrău reale

Rapoartele de transmitere finale sunt prezentate în tabelul 4.2.

Treapta is

1 8,57

2 5,01

3 2,93

4 1,71

5 1,00

Tab 4.2 Valorile rapoartelor de transmitere finale ale SV

n VI VII VIII VIV VV

1050 5,614208 9,273141 15,47163 28,38789 47,37068

1100 5,881551 9,714719 16,20838 29,7397 49,62642

1150 6,148894 10,1563 16,94512 31,0915 51,88217

1200 6,416238 10,59788 17,68187 32,4433 54,13791

1250 6,683581 11,03945 18,41861 33,79511 56,39366

1300 6,950924 11,48103 19,15536 35,14691 58,64941

1350 7,218267 11,92261 19,8921 36,49872 60,90515

1400 7,485611 12,36419 20,62884 37,85052 63,1609

1450 7,752954 12,80577 21,36559 39,20233 65,41665

1500 8,020297 13,24734 22,10233 40,55413 67,67239

1550 8,28764 13,68892 22,83908 41,90593 69,92814

1600 8,554984 14,1305 23,57582 43,25774 72,18389

1650 8,822327 14,57208 24,31257 44,60954 74,43963

1700 9,08967 15,01366 25,04931 45,96135 76,695381750 9,357013 15,45523 25,78605 47,31315 78,95113



30

1800 9,624357 15,89681 26,5228 48,66496 81,20687

1850 9,8917 16,33839 27,25954 50,01676 83,46262

1900 10,15904 16,77997 27,99629 51,36856 85,71836

1950 10,42639 17,22155 28,73303 52,72037 87,97411

2000 10,69373 17,66313 29,46978 54,07217 90,22986

2050 10,96107 18,1047 30,20652 55,42398 92,4856

2100 11,22842 18,54628 30,94327 56,77578 94,74135

2150 11,49576 18,98786 31,68001 58,12759 96,9971

2200 11,7631 19,42944 32,41675 59,47939 99,25284

2250 12,03045 19,87102 33,1535 60,8312 101,5086

2300 12,29779 20,31259 33,89024 62,183 103,7643

Tab 4.3 Valorile vitezei autocamionului in diferite trepte ale SV

Fig 4.3 Diagrama fierăstrău reală

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

110

0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600

V [Km/h]

n [rot/min]

Diagrama fierăstrău

treapta I

treapta II

treapta III

treapta IV

treapta V



31

Capitolul 5 Calculul și proiectarea mecanismului reductor

5.1 Alegerea materialelor pentru roțile dințate

Pentru roțile dințate se utilizează de obicei oțeluri înalt aliate datorită solicitărilor ridicatela care sunt supese și pentru a reduce cât mai mult masa și dimensiunile acestora. Conformtabelului 5.1 s-a ales ca material pentru roțile dințate 18MoCrNi13.

Tabelul 5.1 Principalele materiale utilizate pentru roți dințate

Duritatea miezului: D=260HBDuritatea flancului: DF=59HRC

Rezistenta la pitting: =1504 MPa

R ezistenţa la piciorul dintelui: =450 MPaRezistenta la rupere: =950 MPa

5.2 Determinarea elementelor dimensionale principale ale angrenajului

Calculul de proiectare al angrenajelor cilindrice cu dinți înclinați au la bază metodologiade calcul cuprinsă în STAS 12268-84 și 12223-84 particularizată condițiilor de funcționare aangrenajelor din transmisiile mecanice uzuale.

În urma calculelor de dimensionare a angrenajelor prezentate în capitolul precendent aufost determinate:

- distanța dintre axe: mma 20012 ;- modulul normal al danturii: 5,4nm ;



32

-unghiul de înclinare al danturii: 25 , acesta fiind recomandat pentru roți dințate cu

danturi durificate superficial-numărul de dinți ai roților dințate:

z1 z2 z3 z4 z5 z6 z7 z8 z9 z10

21 61 27 47 39 37 51 29 61 21

Distamta dintre axe :

=

(5.1)

in care : mn – modulul normalZ – numarul de dinti al rotii conducatoareZ’– numarul de dinti al rotii conduse

– unghiul de inclinare a danturii

Se defineste unghiul profilului danturii in plan frontal :

=

arctg(

)(5.2)

in care = - unghiul profilului de referinta.

Unghiul de rostogolire frontal :

=accos( ) (5.3)

Suma deplasarilor specifice ale danturii rotilor in plan normal:

=x+x’ =

(5.4)

Numarul de dinti ai rotilor echivalente:

= ; = (5.5)

Repartizarea deplasarilor pe cele doua roti dintate care formeaza un angrenaj se face cuajutorul diagramei din figura 5.1.

Figura 5.1 – Determinarea coeficientilor de deplasare ai danturilor



33

Rezultetele calcurilor efectuate cu ajutorul formulelor mentionate anterior se vorcentraliza in urmatorul tabel.

angrenaj 1 2 3 4 5

β [o] 25 25 25 25 25

mn [mm] 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5

Z 21 27 39 51 61

Z' 61 47 37 29 21

A0 [mm] 203,573 183,712 188,678 198,608 203,573

α0 [o] 20 20 20 20 20

αf [o] 21,88 21,88 21,88 21,88 21,88

αwf [o] 19,171 31,527 28,904 22,853 19,171

xs -0,755 -0,675 -0,693 -0,73 -0,748

xs/2 -0,374 -0,338 -0,347 -0,365 -374

Ze 28,209 36,269 52,389 68,508 81,941

Ze' 81,941 63,135 49,702 38,956 28,209

(Ze+Ze')/2 55,075 49,702 51,045 53,732 55,075

x -0,6 -0,9 -0,369 -0,603 -0,8

x' -0,148 0,225 -0,324 -0,127 0,052

Pentru a putea exemplifica calculul arborilor ai schimbatorului de viteze trebuie calculatemarimile geometrice ale rotilor dintate pentru fiecare angrenaj.

Aceste rezultate vor fi obtinute cu ajutorul formulelor ce se vor exemplifica , urmand careprezentarea acestora sa se faca in tabelul 5.2

Elementele geometrice ale cremalierei de referinta:

= (5.6)

= (5.7)

=

(5.8)

= (5.9)

= (5.10)

=

(5.11)

= (5.12)

Se defineste diametrul de divizare ,diametrul de baza si diametrul de rostogolire :

= *Z (5.13)

*

(5.14)

*

(5.15)



34

Diametrul interior si cel exterior al rotii:

-2*(1.25-x) (5.16) +2*( 1+ x) (5.17)

Grosimea dintelui pe cercul de divizare in plan frontal:

f f

f

df tg xm

m

s

22 (5.18)

Grosimea dintelui pe cercul exterior in plan frontal:

ef vf ef ef invinv D s (5.19)

unde:

f

e

def f

0

vf cosD

Darccos;inv

Z

tgx22inv (5.20

Pentru evitarea stirbirii dintelui la cap, ca urmare a ascutirii accentuate, se recomanda:

nef m4,0s (5.21)

Gradul de acoperire:

sa12 (5.22)

f f

2' b

2'e

f f

2 b

2e

12cos p2

DD

cos p2

DD

(5.23)

f f

wf a

cos p

sinA

(5.24)

ns

m

sin'B

(5.25)

unde: dD D'B (5.26)

B’ – latimea rotii conduse a angrenajului

3,0 D – factorul de latime a danturii



35

In urmatorul tabel se vor centraliza toate elementele geometrice ale angrenajului cuajutorul formulelor precedente.

angrenaj 1 2 3 4 5

a0 [mm] 4,5 4,5 4,5 4,5 4,5

b0 [mm] 5,625 5,625 5,625 5,625 5,625

c0 [mm] 1,125 1,125 1,125 1,125 1,125

pn [mm] 14,137 14,137 14,137 14,137 14,137

h0 [mm] 6,75 6,75 6,75 6,75 6,75

mf [mm] 4,965 4,965 4,965 4,965 4,965

pf [mm] 15,598 15,598 15,598 15,598 15,598

Dd [mm] 104,269 134,06 193,643 253,225 302,877

Dd' [mm] 302,877 233,364 183,712 143,991 104,269

D b [mm] 98,487 114,272 169,521 233,349 286,081

D b' [mm] 286,081 198,918 160,828 132,688 98,487

Dr [mm] 102,439 145,946 205,263 255 297,561

Dr ' [mm] 297,561 254,054 194,737 145 102,439

Di [mm] 87,619 114,71 179,072 236,55 284,423

Di' [mm] 290,294 224,138 169,543 131,597 93,49

De [mm] 107,456 173,612 228,207 266,153 304,26

De [mm](rotunjit)108,5 174,6 228,2 266,2 304,3

De' [mm] 310,131 283,04 218,678 161,2 113,327

De' [mm](rotunjit)

310,1 283 219,7 161,2 113,3

B' [mm] 31,281 40,218 58,093 75,968 90,863

B' [mm](rotunjit)

32 41 59 76 91

B [mm](rotunjit) 32 41 59 76 91



36

5.3 Forţele din angrenaje

Pentru calcularea fortelor din angrenaje se poate considera ca la angrenarea rotilor dintateaceste forte actioneaza pe cercurile de divizarea ale rotilor.

Pentru cele cinci angrenaje ,se calculeaza forta tangentiala ,radiala si axiala tinandu-secont de momentul de intrare de 442 Nm si de urmatoarele relatii.

Forta tangentiala : = (5.27)

Forta radial : =

(5.28)

Forta axiala : *tg (5.29)

angrenajMoment

de

Ft Fr Fa

intrare

[Nm]

1 2958 36,833 14,792 17,176

2 5602 83,572 33,562 38,97

3 5602 57,857 23,235 26,979

4 5602 44,244 17,768 20,631

5 5602 36,991 14,855 17,249

5.4 Verificarea danturii

5.4.1 Verificarea la oboseală prin încovoierea dintelui

Toate calculele de verificare se vor face pentru treptele I si II, pentru că în aceste treptemomentul motor este cel mai mult amplificat, astfel solicitările sunt cele mai ridicate.

Pentru calculul de oboseală prin încovoierea dintelui se folosește formula:

1

k y pb

k F d t

(5.30)

În cazul automobilelor, eforturile adimisibile la încovoiere se află in intervalul3000...5500 daN/cm2.

In formula (5.30) avem:k β -este un coeficient care tine seama de influenta gradului de acoperire si a dispunerii inclinate

a sectiunii periculoase a dintelui;k d -este un coeficient care tine seama de incarcarea dinamica a danturii;

p -este pasul dintelui pe cercul de divizare;y- este un coeficint care tine seama de numărul de dinți;

b- desemnează lățimea pinionului;

Ft- este forta tangentiala din angrenaj.



37

][mmb

p

(5.31)

2221cos

5,4

1cos

15,1172,0

z z y

(5.32)

Se aleg valorile:

k d1=1,2k d2 =1,5

k β1 =1,88k β2 = 1,44

Se mai calculează: p1 = 17/1,7 = 10 m= 1cm p2 = 21/1,7 = 12,35mm =1.235 cmy1 = 0,11;y2 = 0,117

Avand in vedre ca se cunosc toți parametri din relatia (5.22) se poate calcula coeficientulσ pentru ambele angrenaje.

2

1 /4,4694588,111,017,1

2,11375,214cmdaN

2

2 /3,344244,1117,0235,14,2

5,11146,012cmdaN

Se observă că cele două eforturi admisibile la încovoiere se încadrează în intervalulimpus, deci dantura va rezista la încovoiere.

5.4.2 Verificarea la presiune de contact

Presiunea superficială sau efortul unitar de contact are o mare influență aspura duratei defuncționare a roților dințate. Dacă presiunea este prea mare se produce deteriorarea suprafeței delucru a dintelui. Efortul unitar maxim de contact se poate determina cu formula lui Hertz:

2

1

21

max

11

cos418,0

b

E F p t (5.33)

unde:Ft – forța tangentiala din angrenaj;

b – latimea pinionului;E = 2,1*106 daN/cm2 – modulul de elasticitate;α = 20o – unghiul de presiune;ρ – raza de curbură.

2)(cos

sin

d r

(5.34)

Efectuandu-se calculele se gasesc: pentru angrenajul treptei I : ρ1 = 6,22 mm;

ρ2 = 24,89 mm.

pentru angrenajul treptei II : ρ1 = 7,46 mm;ρ2 = 21,99 mm.



38

Se aplica formula (5.25) pentru ambele angrenaje si se obțin: p1max = 13330 daN/cm2 p2 max = 11201,13 daN/cm2

Având in vedere valorile maxime admisibile, se adopta tratamentul de cementare pentrurotile dintate, iar angrenajele vor rezista la solicitarea de presiune de contact.

5.4.3 Verificarea la durabilitate a angrenajelor

În afara unei rezistente insuficiente la sarcini nominale sau de varf, scoaterea dinfunctiune a angrenajelor in exploatare apare frecvent datorita depasirii limitei de rezistenta amaterialului, provocată de sarcini periodic variabile. Durabilitatea angrenajelor este caracterizatăde capacitatea de funcționare îndelungată pana la atingerea valorii permise a uzurilor si până laapariția oboselii materialului.

Pentru efectuarea calculului de durabilitate se considera ca motorul dezvolta un moment

mediu echivalent Mech , la o turatie medie echivalenta, ωech.Momentul echivanet mediu se calculeaza cu relatia:

t ech sv

med ech

i

M M

_ (5.35)

Unde: - Mmed – momentul mediul la rotile motoare;- isv_med – raportul de transmitere mediul al cutiei de viteze;- ηt = 0,92 – randamentul mecanic al transmisiei.

0i

r G

G

Ft M r a

med a

med

(5.36)

Mmed = 150,7 Nm;

n

k

k

n

k

svk k

med sv

i

i

1

1 _

(5.37)

Isv_med = 2,06;

med sv

r

med ech ii

r

v _ 0 (5.38)

Vmed = 0,45Vmax = 40,5 km/hωech = 1494.5 rpm

Deci: 49,7892,006,2

7,150

ech M Nm



39

5.5 Proiectarea arborilor si a organelor de rezemare

5.5.1 Predimensionarea arborilor și alegerea capetelor de arbori

Se alege ca arborele primar să se confecționeze dintr -o singură bucată, cu pinionul,ambele având același material.

Deoarece în această fază nu se cunosc momentele de încovoiere, predimensionarea se vaface doar la torsiune:

316

at

t ca

M d

, unde MPaat 300...150 (5.39)

Pentru arborele primar: mmd pca 3889,36300

2958000163

Pentru arborele intermediar: mmd ica 4864,45300

5602000163

Pentru arborele secundar: mmd sca 8049,75300

2958000163

Se aleg conform STAS 8724/2-1971 diametrele capetelor de arbore ca fiind:

pcad ø38 k6 018,0

002,0

icad ø48 k6 018,0

002,0

scad ø80 m6 018,0

002,0

5.5.2 Alegerea rulmenților stabilirea preliminară a formei constructive a arborilor

Pentru lăgăruirea schimbătoarelor de viteze se folosesc rulmenți radiali-axiali cu role conice.Pentru arborele primar se vor alege 2 rulmenti conici seria 32208 acestia fiind montați in O.

Pentru arborele intermediar rulmenții aleși sunt 30210, cu role conice, ce vor fi montați în X.

Pentru arborele secundar rulmenții aleși sunt:-cu role ace pentru sprijinirea în arborele primar: K50x58x20



40

-cu role conice, pentru preluarea fortelor axiale: 32316

5.5.3 Verificarea canelurilor arborelui primar

Arborele ambreiajului (care este şi arborele primar la schimbătorului de viteze) are o porţiune canelată pe care se deplasează butucul discului condus. Arborele este solicitat latorsiune de către momentul de calcul al ambreiajului Mc.

Diametrul interior se determina cu relatia:

3

max

2,0 at

i

M

d

MPaat 300

Diametrul interior al arborelui canelat se adoptă din STAS după care se adoptă şi celelalteelemente ale canelurii.Se face verificarea la strivire şi la forfecare.

mmd i 97,413002,0

1029585,13

3

Din STAS 8724/2-74 se alege diametrul interior di = 42 [mm].Arborele va fi prevazut cu caneluri. Forţa F care solicită canelurile se consideră că este

aplicată la distanţa r m faţă de axul arborelui şi se determină cu relaţia:

iem d d

M

r

M F

maxmax 2

- r m – raza medie a arborelui canelat- de – diametrul exterior al arborelui canelat- di – diametrul interior al arborelui canelat

mmd i 42

Se alege din STAS 1768 – 68 – serie grea - arborele canelat 10x42x52.

Deci:

daN F 9440

105242

8,2955,123

Inaltimea danturii este:

mmd D

hd 52

4252

2

Canelurile se verifica la strivire si la forfecare.



41

Verificarea la strivire este data de relatia:

MPa p

d d hl z

M

hl z

F p sa

ie

s 40...252 max

sa s p MPa p

3,36

55210

94400

Efortul unitar la forfecare se determina cu relatia:

MPabl z

F af f 30...20

af f MPa

52,2445210

94400

- l = de – lungimea butucului condus- h – inaltimea canelurii supusa la strivire- b = 4 – latimea canelurii

5.5.4 Verificarea arborilor

Fig 5.2 Schema de încărcare a arborilor

Fig. 5.3 Diagrama de eforturi



42

5.5.4.1 Verificarea la solicitare compusa

Verificarea la solicitare compusă constă în determinarea tensiunii echivalente maxime, însecțiuniile periculoase ale arborilor.

aîIII

i

i

echivW

M

Unde: echiv -tensiunea echivalentă

i M -momentul de încovoiere echivalent din secțiune

iW - modulul de rezistență la încovoiere al secțiunii arborelui cu moment de încovoiere

echivalent i M

aîIII -rezistența admisibilă la încovoiere pentru calculul alternat-simetric

22

t irez i M M M

22

iH iV irez M M M

Pentru arborele primar verificarea se va face în zona de trecere de la arbore la roata dințata:

Nmm M M M iH iV irez 12436010120072278 2222

Nmm M M M t irez i 178095127485124360 2222

33

18,628332

mmd

W z

aîIII i

i

echiv W

M 34,28

18,6283

178095

Pentru arborele intermediar verificarea se va face in zona de trecere de la partea filetata ladiametrul de asezare al rotii dintate al angrenajului permanent:

Nmm M M M iH iV irez 15277012936081269 2222

Nmm M M M t irez i 571951551171152770 2222

33

2696132

mmd

W z

aîIII

i

i

echiv W

M

24,2126961

571951

Pentru arborele secundar verificarea se va face in zona de trecere de la caneluri ladiametrul arborelui pe care se monteaza roata pentru mers inapoi:

Nmm M M M iH iV irez 1048589345147563 2222

Nmm M M M t irez i 486565475132104858 2222

33

2696132

mmd

W z

aîIII

i

iechivW

M 04,18

26961

486565



43

5.5.4.2 Calculul coeficientului de siguranță global

Determinarea coeficientului de siguranță global la solicitări variabile se face pentrusecțiunile arborelui, ce prezintă concentratori de tensiune.

Coeficientul de siguranță global este:

accc

ccc

22

unde: c ; c - coeficientul de siguranță la solicitarea de încovoiere, respectiv torsiune

ac - coeficientul de siguranță admisibil (1,3...1,5)

Se va calcula coeficientul de siguranta la invovoiere.

V

K

c

1

Considerandu-se valorile coeficientilor pentru materialul ales, rezulta:

06,10

97,975,065,0

7,1350

c

Se calculeaza coeficientul de siguranta la torsiune:

c

mV K

c

1

1

Rezulta:

28,27

300

71,1

200

71,1

75,065,0

7,1

1

c

Se calculeaza coeficientul global de siguranta:

22

cc

ccc

Va rezulta:

5,241,928,2726,10

28,2706,10

22

c



44

Capitolul 6 Studiul soluților constructive posibile pentru puntea față

Majoritatea puntilor din fata pentru autocamioane sunt punti rigide cu suspensiedependenta. Toate puntile din fata ale autocamioanelor sunt si punti de directie, deci au in

compunere doua fuzete articulate prin pivotii lor de grinda centrala, pentru a permite bracarearotilor. In cazul puntilor din fata motoare sunt prezente mecanismele specifice transmiteriifluxului de putere, arborii planetari sunt articulati (o articulatie homocinetica in zona pivotului cucentrul pe axa pivotului), iar fuzetele au axul tubular pentru a permite montarea arborilor

planetari.O particularitate a articulatiei fuzeta-pivot-grinda la autocamioane este asigurarea unorvalori mari pentru unghiul de bracare al rotii (o valoare de 400 este uzuala).Puntile din fata aleautocamioanelor sunt diferentiate prin constructia componentelor principale (fuzete, pivoti,grinda) si prin sistemul de montare si de ghidare al puntii pe cadru.

O solutie clasica este urmatoarea:-pivot cilindric blocat in pumnul grinzii cu un surub pana de forma conica, care se aseaza intr-

o frezare din corpul pivotului;-lagarele dintre pivot si bratele fuzetei, lagare de alunecare (bucse din bronz), etansate spre

grinda cu simeringuri, inchise spre exterior cu capace, unul din acestea (de obicei cel inferior) prevazut cu niplu de ungere, cu canal de ungere in lungul pivotului;

-incarcarea verticala se transmite de la bratul inferior al fuzetei la grinda printr-un lagar axial(de obicei rulment axial), iar reglarea jocului axial se face cu saibe de reglaj dispuse intre grindasi bratul superior al fuzetei;

-levierele sistemului de directie se monteaza pe fuzeta astfel: levierul de comanda al fuzeteidin stanga pe bratul superior al fuzetei, iar levierul trapezului de directie pe bratul inferior;

-butucul rotii se sprijina pe axul fuzetei prin doi rulmenti cu role conice, unul mai mare ininterior si altul mai mic in exterior, strangerea lagarului se face cu piulita crenelata din capatulaxului fuzetei asigurata cu splint;

-un surub asigurat cu contrapiulita este filetat in corpul fuzetei pe interior si serveste lareglarea bracarii rotii, pumnul grinzii fiind prevazut cu un bosaj de sprijin.

În continuare sunt prezentate diferite soluții constructive pentru puntea față rigidă laautocamioane.

Fig.6.1 Puntea față rigidă ce echipează autocamioanele Volvo



45

Fig.6.2 Soluția pentru puntea față rigidă adoptată la autocamioanele Scania

Fig.6.3 Puntea față rigidă ce echipează autocamioanele BMC Professional

Fig.6.4 Diferite soluții constructive pentru puntea față rigidă de direcșie ce echipează autocamioanele DAF



46

Fig.6.5 Puntea față rigidă de direcție ce echipează autocamioanele Iveco Trakker

Fig.6.6 Soluția pentru puntea față rigidă de direcție adoptată la autocamioanele Renault

Fig.6.7 Soluția pentru puntea față rigidă de direcție adoptată la autocamioanele Mitsubishi Fuso



47

O soluție pentru montarea și ghidarea punții din față prin lacuri lamelare la VOLVO este prezentată în figura 6.8.

Fig.6.8.Montarea si ghidarea puntii din fata prin arcurile lamelare ale suspensiei (VOLVO)

Daca se foloseste suspensia pneumatica, se adopta solutia de montare si deghidare a puntii din fata cu mecanism patrulater cu bare, dispus longitudinal si cu baratransversala Panhard pentru preluarea fortelor transversale. O astfel de constructie este

prezentata in figura 6.9. Suspensia puntii are cate un amortizor pe fiecare roata si barastabilizatoare montata cu partea sa centrala pe grinda puntii si articulata la capete prin bieleteverticale cu lonjeroanele cadrului.



48

Fig.6.9.Montarea si ghidarea puntii din fata cu mecanisme patrulater dispuse longitudinal si cu bara Panhard(VOLVO); X-cota de reglare a pernei de aer.

In figura 6.10 se prezinta constructia ansamblului fuzeta-pivot-grinda si lagarul rotiifolosit de RENAULT, la care capacele de inchidere ale lagarelor pivotului sunt simple discuriintroduse in alezajele din bratele fuzetei si asigurate cu inele elastice interioare, iar leviereledirectiei se monteaza pe bratele fuzetei in gauri conice, sunt asigurate cu pene disc si sunt stranse

cu piulite cu autoasigurare.

Fig.6.10.Ansamblul pivot si lagar roata (RENAULT): A-saiba de reglaj a jocului axial; B-surub de reglare a

bracajului; C-traductor ABS.



49

O constructie asemanatoare foloseste si MERCEDES pe autocamioanele Serie 1948. Fatade solutia precedenta aceasta are urmatoarele deosebiri: este prevazut un niplu de gresare si

pentru lagarul pivotului superior, montat la capatul unei conducte scurte pentru a usura accesul;levierele de directie sunt montate prin flanse cu doua suruburi pe bratele fuzetei; configuratiagrinzii este diferita in zonele de capat (acestea sunt drepte si nu arcuite). Aceasta constructie este

prezentata in figura 6.11.

Fig.6.11 Constructia puntii din fata MERCEDES

Fixarea pivotului conic in pumnul grinzi se poate face si prin tragere in sus cu o piulita filetata pe capatul superior al pivotului. O astfel de solutie, folosita de DAF, este prezentata in figura 6.12. Piulita exercita forta de tragere asupra pivotului prin intermediul uneiantretoaze montata pe fusul superior al pivotului, care serveste drept inel interior si pentrurulmentii cu ace ai lagarului superior. Lagarul inferior este tot cu rulmenti cu ace. Forteleverticale se transmit de la bratul inferior al fuzetei la grinda printr-un lagar axial. Jocul axialdintre fuzeta si grinda se regleaza cu saibe montate intre bratul superior al fuzetei si grinda.Capacul inferior de forma unei placi se fixeaza pe bratul fuzetei prin suruburi si contine un niplude ungere. Capacul superior are forma de calota, se fixeaza prin suruburi pe bratul fuzetei si

contine un niplu de ungere.



50

Fig.6.12.Lagarele si fixarea pivotului la DAF: 1-saibe de reglaj; 2-capac superior; 3-piulita; 4-pivot cu fixare pe conin grinda; 5-lagar axial; 6-capac inferior; A- joc axial al pivotului de 0,05…0,30 mm.

Fixarea pivotului conic in pumnul grinzii prin tragere cu o piulita filetata pe capatulsuperior al pivotului permite realizarea unei lagaruiri deosebite a articulatiei dintre fuzeta sigrinda, solutie folosita de VOLVO si prezentata in figura 6.13. Lagarul superior al pivotului esterealizat cu un rulment axial-radial cu role conice, care preia si fortele verticale. Acestea se

transmit pe urmatorul traseu: fusul fuzetei, bratul superior, rulmentul conic, piulita de strangere,corpul pivotului si prin imbinarea conica a pivotului cu pumnul grinzii la grinda. Piulita exercitaforta de strangere prin intermediul unei antretoaze care constitue si ghidaj pentru inelul interioral rulmentului conic. Saibele pentru reglajul jocului axial sunt montate intre umarul antretoazei siinelul interior al rulmentului. Lagarul inferior al pivotului este un lagar simplu de alunecare cu

bucsa din bronz. Sunt prevazute nipluri de ungere pe ambele capace, iar lagarele sunt bineetansate.

Fig.6.13.Lagarele si fixarea pivotului la VOLVO: 1-antretoaza cu guler; 2-capac superior in forma de calota; 3-saibede reglaj; 4-surub pentru reglarea bracarii rotii; A-saibele de reglaj; B-antretoaza cu guler.



51

Capitolul 7 Studiul soluților constructive posibile pentru suspensia

punții față

Din studiul soluțiilor constructive pentru suspensia punții față a modelelor similare ale

autocamionului s-a decis ca acesta sa fie echipat cu arcuri lamelare.Avantajele principale ale arcurilor lamelare sunt:- indeplinesc singure functiile de element elastic al suspensiei, element de amortizare si

dispozitiv de ghidare al puntii sau al rotii, complect sau numai partial (este dublat de o barade reactie);

- are o constructei simpla si ieftina;- se poate repara cu usurinta.

Ca dezavantaje se mentioneaza:- masa proprie mare (este cel mai greu element elastic);- durabilitate redusa (s-a demonstrat experimental ca rezistenta la oboseala a arcului din foi

este de 4 ori mai mica decat a barei de torsiune echivalente; la automobilele obisnuite,exploatate in conditii bune, durata de functionare este de 100 – 150 mii de km).

In prezent arcurile in foi se folosesc la autocamioane si la autoutilitare.Tipuri de arcuri in foi folosite in constructia suspensiei automobilului sunt prezentate in

tabelul 7.1.Tabelul 7.1.Tipuri de arcuri in foi



52

Constructii reprezentative de suspensii pentru autocamioane cu arcuri in foi sunt prezentate in figurile 7.1, 7.2 si 7.3.

Fig.7.1.Arc in foi montat in sistem balansier pentru o punte motoare dubla de autocamion: 1-bara de reactiesuperioara; 2-bara de reactie inferioara; 3-arc in foi; 4-articulatia centrala a balansierului; 5-carterul puntii motoare;

6-suportul fixat pe carter pentru ghidarea laterala a capatului arcului (arcul preia astfel reactiunile laterale)



53

Fig.7.2.Suspensii cu arcuri cu foi si elemente elastice suplimentare: 1-element elastic suplimentar cu arc din foi; 2-arcul principal cu foi al suspensiei; 3-tampon limitator de cursa superioara; 4-reazem pentru arcul cu foi

suplimentar; 5-arcuri elicoidale corectoare; 6-prindere elastica cu perne din cauciuc pentru capetele arcului principal; a-suspensie cu arc suplimentar din foi; b-suspensie cu lamele suplimentare; c-suspensie cu arcuri

elicoidale corectoare (suspensie Gregoire); d-suspensie mixta cu arc lamelar si element pneumatic tip burduf cudoua camere prevazuta cu bare superioare de reactie

Suspensia cu arcuri elicoidale corectoare care functioneaza in paralel cu arcul lamelar principal este avantajoasa cand masa suspendata nu variaza in limite largi. Cele doua arcurielicoidale legate de un pendul de egalizare anuleaza incovoierea suplimantara a arcului lamelar.Caracteristica elastica este progresiva, iar loviturile la capat superior de cursa sunt anulate.Suspensia este prevazuta cu bara stabilizatoare.

Fig.7.3.Suspensie cu arc lamelar nesimetric pentru o autoutilitara: 1-arc lamelar; 2-tampon superior limitator decursa; 3-amortizor; 4-arc cav din cauciuc pentru marirea rigiditatii la suprasarcini

Durata de functionare a suspensiei cu arcuri lamelare este influentata in maremasura de uzura articulatiilor, aceasta fiind de 2 – 4 ori mai mica decat cea a arcului propriuzis;se constata tendinta ca articulatiile cu bucse din bronz sa fie inlocuite cu bucse din cauciuc saudin materiale plastice care nu necesita ungere.

Constructia articulatiilor si a suportilor fixati pe longeroanele cadrului este prezentata in figura 7.4.



54

Fig.7.4.Constructia articulatiilor pentru arcurile lamelare: a-articulatie elastica cu perne din cauciuc faradeplasare axiala; b-idem cu deplasare axiala; c-articulatie cu cercel si buce din cauciuc; d-articulatie fixa cu bucsedin cauciuc; e-articulatie fixa cu bucsa metalica; 1-limitator elastic axial; 2-perna din cauciuc; 3-bolt; 4-bucsa din

cauciuc.Asamblarea pachetului de foi cu bridele intermediare, forma ochiurilor de la capetele

lamelelor si forma capetelor pentru lamelele scurte sunt prezentate in figura 7.5.

a.

b.

c.

Fig.7.5.Solutii constructive pentru arcul lamelar: a-asamblarea foilor prin bridele intermediare; b-ochiurile de prindere; c-capetele foilor

Arcul cu foi parabolic are grosimea foilor variabila (scade de la mijloc spre capete),numarul foilor este mult mai mic, iar lungimea lor este egala. Foile nu sunt in contact direct(intre ele atat la capete cat si la mijloc se monteaza garnituri speciale din materiale plastice), iarfrecarea dintre lamele este eliminata. Efectul acestor solutii constructive este evidentiat in figura7.6. Cele trei arcuri au aceleasi caracteristici de baza: lungimea 1650 mm, rigiditatea 200 N/mm,sarcina pe arc 33 kN.



55

Fig.7.6.Comparatie intre solutii constructive de arcuri cu foi.

Variatia rigiditatii arcului in foi (caracteristica elastica progresiva) se poate obtine prinvariatia lungimii de lucru a arcului, adica prin inlocuirea articulatiilor de capat cu reazemealunecatoare profilate, preluarea fortelor longitudinale de reactie fiind realizata de foaiasuplimentara 1, asa cum se arata in figura 7.7.

Fig.7.7.Arcul in foi cu rigiditate variabila: a-automobil fara sarcina utila; b-automobil cu sarcina utila; 1-foaie pentru preluarea fortelor longitudinale; 2-reazem fix profilat



56

Parametrii dimensionali principali pentru arcurile in foi sunt prezentati in figura 7.8 pentru arcul cu foi clasic, arcul cu foi principal cuplat cu un arc cu foi suplimentar, arc cu foimixt (ultimile doua foi au grosime variabila).

Fig.7.8.Parametrii dimensionali principali ai arcurilor in foi



57

Capitolul 8 Calculul punții față a autocamionului

Calculul punții rigide comportă: calculul grinzii, calculul fuzetei și calculul pivotuluifuzetei. Dimensionarea elementelor punții rigide se face pe baza încercărilor din regimul cel mai

defavorabil. Regimurile de calcul ale punții de direcție sunt:- Regimul frânării automobilului - Regimul derapării automobilului - Regimul trecerii peste obstacoleGrinda punții nemotoare rigida din fata poate fi executata prin:- forjare din otel;- din trei bucati asamblate prin sudura, partea centrala teava din otel trasa pe dorn, iar

partile laterale forjate;- din tabla din otel debitata corespunzator si asamblata prin sudura, sectiunea

transversala fiind dreptunghiulara.

Cea mai folosita solutie este prima metoda, iar sectiunea transversala este un profil I cu muchiilerotunjite. Aceasta sectiune este prezentata in figura 6.4, dimensiunea de baza fiind grosimeainimii profilului a.

Fig.8.1.Sectiunea transversala in I a grinzii forjate.

Modulele de rezistenta ale acestei sectiuni, luand ca dimensiune de baza grosimea inimii profilului sunt:

3

20 aW v si3

5,5 aW h (8.1)Se va opta pentru o grosime de mma 30 astfel :

33 5400003020 mmW v si 33 148500305,5 mmW h



58

Schema fortelor care actioneaza asupra grinzii puntii din fata, inclusiv diagramele deeforturi, pentru regimurile franarii si deraparii este prezentata in figura 8.2.

Fig.8.2.Modelul de calcul al puntii din fata rigide, inclusiv diagramele de eforturi: 1-regimul franarii; 2-regimulderaparii.

8.1 Calculul grinzii punții din față

a. Regimul frînări autocamionului.

În figura 8.2 se prezintă forțele ce acționează asupra punții din față în regimul frânăriiautocamionului și anume:

11 Gm f - încărcarea dinamică ce revine punții din față în timpul frânării;

1 Z și 2 Z - reacțiunile normale ale căii asupra roților;

1 f F și 2 f F - reacțiunile tangențiale ale căii asupra roților datorită momentului de frecare f M

Reacțiunile 1 Z și 2 Z solicită puntea la încovoiere în plan vertical. Secțiunea periculoasă

este aa , în care momentul încovoietor are valoarea:

l G

ml Z l Z M f d siV 2

1

111 (8.2)

mmdaN M iV 21851904002

25,78044,1

În care: f m1 - coeficient de încărcare dinamică la frânare și are valoarea 1,4 - 1,6 pentru

autocamioane și autobuze. Solicitarea de încovoiere ăn plan vertical este dată de relația:

iV

iV

iV W

M

(8.3)



59

În care: iV W este modulul de rezistență la încovoiere în plan vertical al grinzii cu secțiunea în

zona arcurilor.

MPaiV 46,40540000

2185190

Considerând valoarea maximă a forței de frânare limitată de aderență se poate scrie

momentul încovoietor din planul orizontal:

11

12

l G

m M f iH (8.4)

mmdaN M iH 24037094001,12

25,78044,1

Solicitarea corespunzătoare este dată de relația:

iH

iH

iH W

M (8.5)

În care: iH W este modulul de rezistență la încovoiere în plan orizontal al grinzii cu secțiunea în

zona arcurilor.

MPaiH 86,161148500

2403709

Ținând seama că solicităriile iV și iH sunt perpendiculare, solicitarea rezultantă la

încovoiere este dată de relația: 22

iH iV i (8.6)

222 /45,312086,16146,40 cmdaN i

Grinda punții din față este supusă la torsiune de către momentul:

r f r fd r fst r G

mr F r F M 2

11 (8.7)

în care: r r este raza de rulare a roțiilor din față

mmdaN M t 61,30346825051,12

25,78044,1

Solicitarea corespunzătoare la torsiune este dată de relația:

t

t

t W

M (8.8)

în care: t W este modulul de rezistență la torsiune

2/23,1554540000

61,3034682cmdaN t

Efortul unitar admis la încovoiere este 2/40003500 cmdaN ai , iar efortul unitar

admis la torsiune este 2/30002500 cmdaN at



60

b. Regimul derapării automobilului.

Forțele ce acționează asupra punții din față în acest caz sunt prezentate în figura 8.3. În

acest caz momentul de frânare se consideră nul, în schimb apare forța centrifugă 1c F și

reacțiunile transversale ale căii sY 1 și d Y 1 asupra roții din stânga respectiv din dreapta.

Fig 8.3 Forțele care acționează asupra punții din față în regimul derapării autovehiculului

Grinda punții va fi solicitată numai la încovoiere de către momentele încovoietoare,

datorate reacțiunilor normale s Z 1 și d Z 1 și reacțiunilor transversale sY 1 și d Y 1 , ambele ăn planul

vertical. La mersul în viraj reacțiunile normale s Z 1 și d Z 1 nu mai sunt egale ca la mersul în linie

dreaptă datorită apariției forței centrifuge 1c F . Din ecuația de momente în raport cu punctele de

contact ale roții cu calea de rulare rezultă următoarele valori pentru reacțiunile normale:

B

h F

Gm Z

g

c s 11

112

(8.9)

B

h F

Gm Z

g

cd 11

112

(8.10)

Considerând valoarea maximă a forței centrifuge 1c F limitată de aderență (regimul

derapării automobilului), și 11 m (deoarece 0 f F ):

11 G F c (8.11)

Deci relațiile 8.11 și 8.12 devin:

B

hG Z

g

s 212

11 (8.12)

B

hG Z

g

d 212

11 (8.13)

daN Z s 17,104891810

82,13881,121

2

25,78041

daN Z d 17,104891810

82,13881,121

2

25,78041



61

Se observă că dacă forța centrifugă 1c F are senul din figură, reacțiunea s Z 1 va fi mai

mare decât d Z 1 , deci secțiunea periculoasă va fi aa dinspre roata din stânga. Momentul

încovoietor datorită reacțiunii s Z 1 este dat de relația:

l

B

hGl Z M

g

siz

21

2

11 (8.14)

mmdaN M iz

73,41956714001810

82,13881,121

2

25,7804

Momentul încovoietor datorat reacțiunii sY 1 este dat de relația:

r

g

r siy r B

hGr Y M

21

2

11 (8.15)

mmdaN M iy

12,58267395051,11810

82,13881,121

2

25,7804

Datorită faptului că cele două momente încovoietoare sunt în același plan, momentulîncovoietor rezultant va fi:

iyiz i M M M (8.16)

mmdaN M i 39,163106712,582673973,4195671

iar solicitarea corespunzătoare:

iV

i

iW

M

2/49,3020

540000

39,1631067cmdaN i

În acest caz solicitarea maximă admisibilă este 2/35003000 cmdaN ai

c. Regimul trecerii peste obstacole

În cadrul acestui regim grinda este solicitată la încovoiere în planul vertical de momentul:

l G

c M d iV 2

1 (8.17)

În care: d c este coeficientul de încărcare dinamică a punții din față la trecerea peste obstacole (

2d

c ).

mmdaN M iV 31217004002

25,78042

2/ 09,2578540000

3121700cmdaN

W

M

iV

i

i

În cadrul regimului trecerii peste obstacole efortul unitar admis la încovoiere este cuprins

între limitele 2/35003000 cmdaN ai .

În tabelul 8.1 se prezintă parametrii principali ai punțiilor din față rigide aleautocamionelor, confor cu seria tip C.A.E.R.



62

Tab 8.1 Parametrii constructivi ai punțiilor din față rigide

Se va opta ca dimensiuniile punții să fie cele ale puntii ce echipeaza autocamioaneleMercedes.

In figura 8.4 se prezinta parametrii dimensionali principali ai grinzii puntii din fata VL 4,care echipeaza unele autocamioane Mercedes.

Tabelul 8.2.Parametrii dimensionali ai grinzii puntii VL 4

Dimensiune[mm] A B C D E F G

Grinda VL 4 1750±0,5 100 844 49,955 la 49,971 89-0,2 100 5 ±20

Fig 8.4.Grinda puntii VL 4 (Mercedes).



63

8.2 Calculul fuzetei

Fuzeta se calculează de asemenea considerând automobilul în cele trei regimuricaracteristice. În figura 8.4 se prezintă forțele care acționează asupra fuzetei, iar secțiunea

periculoasă se consideră bb (zona de racordare a axului cu corpul fuzetei). Distanțelerecomandate între cei doi rulmenți ai roții din față sunt date în tabelul 8.2.

Fig 8.5.Modelul de calcul pentru fuzeta si pivot

Tab 8.3Distanțele recomandate pentru cei doi rulmenți ai roții din față, în funcție de sarcina verticală ce revine roții

Se va opta pentru o distantă între rulmenti de 75mm.

a. Regimul frânării.

În cazul frânării automobilului asupra roții și deci asupra fuzetei acționează forțele s Z 1

și fs F determinate la calculul grinzii punții. În acest caz momentul încovoietor rezultant în secțiunea bb este dat de relația:

22

11 fs si F Z l M (8.20)

mmdaN M i 62,34174923,1348917,1048920 22

Iar efortul unitar la încovoiere:

31,0 d

M ii

23 /56,1751

581,0

62,341749cmdaN i (8.21)

unde d este diametrul axului fuzetei în secțiunea periculoasă.



64

b. Regimul derapării

La derapare cele două fuzete sunt solicitate diferit. Momentele de încovoiere rezultante în

planul vertical, datorită forțelor s Z 1 , d Z 1 , sY 1 și d Y 1 , vor fi:

r s sis r Y Z l M 111 (8.22)

r d d id r Y Z l M 111 (8.23)

Unde s Z 1 , d Z 1 se calculează cu relațiile 8.14 , 8.15 iar s s Z Y 11 , iar d d Z Y 11 .

mmdaN M is 94,16310655051,117,1048917,10489400

mmdaN M id 94,16310655051,117,1048917,10489400

Solităriile la încovoiere pentru cele două fuzete vor fi date de relațiile:

31,0 d

M isis și

31,0 d

M id

id (8.24)

2

3 /96,835

581,0

94,1631065cmdaN

is

2

3 /96,835

581,0

94,1631065cmdaN id


Momentul încovoietor în planul vertical este dat de relația:

1

1

2l

Gc M d i (8.25)

Iar efortul unitar:

113

2,0

l G

d

cd

i

(8.26)

Pentru materialele din care se confecționează fuzetele, efortul unitar admisibil la încovoiere este

de 2/4500 cmdaN ai .

In figura 8.6 sunt prezentati parametrii dimensionali principali pentru fuzeta aceleiasi punti.Tabelul 8.4.Parametrii dimensionali ai fuzetei puntii VL 4

Dimensiune[mm] A B C D E F Fauxrond

Fuzeta VL 4 57,961la57,991

5 ±20 113 69,881 la70,00

49,975 la49,991

202 max.0,04

Fig 8.6.Fuzeta puntii VL 4 (Mercedes).



65

8.3 Calculul pivotului fuzetei

În figura 8.5 se prezintă forțele ce acționează asupra furcii și a pivotului fuzetei, fără a setine seama de unghiurile roților de direcție și a pivoților. Furca și pivotul fuzetei sedimensionează pe baza presiunii specifice care ia naștere între ele.

Fig 8.5 Schema de calcul a pivotului fuzetei

a. Regimul frânării

Reacțiunea normală a căii provoacă în reazemele pivotului forțele 1 F . Din condiția de

echilibru a pivotului rezultă:

5

411

5

411

2 l

l Gm

l

l Z F f s (8.27)

daN F 72,5828200

250

2

25,78044,11

Forța de fr ânare fs F dă naștere între brațele furcii și pivot la două forțe 2 F și 3 F , date de

relațiile:

5

711

5

7

22 l

l Gm

l

l F F f fs (8.28)

5

611

5

6

32 l

l Gm

l

l F F f fs (8.29)

Momentul de torsiune produs de forța de frânare fs F dă națtere între brațele furcii și pivot

la forțele 4 F , date de relația:



66

5

1

1

5

42 l

r Gm

l

r F F r

f

r

fs (8.30)

Forța de frânare fs F , acționând asupra fuzetei la distanța 4l de pivot, tinde s-o rotească în

jurul acestuia cu momentul 4l F fs . Fuzeta este reținută de forța R care apare în bara transversală

de direcție și care are valoarea:

10

41

1

10

4

2 l

l Gm

l

l F R f fs (8.31)

Această forță dă naștere între pivot și fuzetă la forțele 5 F și 6 F , date de relațiile:

5

71

1

5

7

52 l

l Gm

l

l R F f (8.32)

5

611

5

6

62 l

l Gm

l

l R F f (8.33)

Ca rezultat al acestor forțe, între brațele furcii și pivot va acționa la partea superioarărezultanta s R , iar la partea inferioară i

R , date de relațiile:

242

2

51 F F F F R s (8.34)

243

2

51 F F F F Ri (8.35)

Presiunile specifice între brațele furcii și pivot la partea superioară, cât și la parteainferioară sunt date de relațiile:

2d l

R p

s

s

s (8.36)

2d l

R

p s

i

i (8.37)Aceste presiuni nu trebuie să depășească 2

/300 cmdaN . Pivotul se calculează deasemenea la încovoiere și la forfecare sub acțiunea forțelor rezultante s R și i R . Eforturile

unitare admisibile pentru pivoții confecționați din oțeluri aliate sunt: 2/4000 cmdaN ai și2/500 cmdaN af .

b. Regimul derapării.

Reacțiunea transversală sY 1 , dă naștere în brațele furcii la forțele 7 F și 8 F , care se

determină din condițiile de echilibru ale pivotului cu relațiile:

5

717

l

l Y F s (8.38)

5

6

18l

l Y F s (8.39)

Momentul r s r Y 1 crează în brațele furcii reacțiuniile 9 F , date de relațiile:

5

19l

r Y F r

s (8.40)

În acest regim f F se consideră nulă și ca urmare 2 F , 3 F , 4 F , 5 F și 6 F sunt nule.

Forțele rezultante din brațele furcii vor fi date de relațiile: 971 F F F R s (8.41)



67

981 F F F Ri (8.42)

Cunoscând forțele rezultante se pot determina presiunile specifice s p și i p .


În cazul acestui regim pivotul este solicitat numai la forțele 1 F date de relația:

5

41

12 l

l Gc F d (8.43)

Pivotul are diametrul de baza de 50 mm, iar din considerente de montaj este executat intrepte astfel:

partea superioara: 51,002 la 51,013 mm; partea centrala: 50,302 la 50,313 mm; partea inferioara: 50,002 la 50,013 mm.Pivotul este fixat in pumnul grinzii prin strangere.Lagarele dintre pivot si bratele fuzetei sunt lagare de alunecare.



68

Capitolul 9 Calculul și proiectarea suspensiei punții față

9.1 Calculul arcurilor cu foi

Relatiile pentru determinarea sarcinilor si a tensiunilor din arcurile cu foi sunt in tabelul 9.1.

Tabelul 9.1.Calculul arcurilor cu foi

Relatiile de mai sus se complecteaza cu indicatiile din [3], iar o metoda complecta decalcul este data in lucrarile: Arcuri si inele – Culegere de standarde comentate, Bucuresti, 1999,respectiv standardele STAS 9943-81, STAS E 12782-90 (ultimul are si exemple de calcul) siPonomariov, S.A. s.a. Calculul de rezistenta in constructia de masini, vol.1, Ed. Tehnica,Bucuresti, 1964.Se opteaza pentru cazul in care arcul preia atat fortele cat si momentele reactive. Se alege pentrucoeficientul dinamic o valoare de 2,7.

a) Regimul de demararii:

daN d

k G

r Z 74,105357,2

2

7804,25

2

1

daN d

k G

r F

d X 31,115891,17,2

2

7804,25

2

1

daN l

bl

d k

G

A R 25,11481

1950

1,112507507,2

2

25,7804

2

1 2

daN l

bl

d k

G

B R 58,13912

1950

1,1125012007,2

2

25,7804

2

1 1



69

b) Regimul de demararii:

daN d

k G

r Z 74,105357,2

2

7804,25

2

1

daN d

k G

r F

d X 31,115891,17,2

2

7804,25

2

1

daN l bl d k

G

A R 75,134521950

1,112507507,2225,7804

21 2

daN l

bl

d k

G

B R 22,14585

1950

1,1125012007,2

2

25,7804

2

1 1

9.2 Calculul elementelor de amortizare ale suspensiei

Pentru elementele de amortizare se vor folosi amortizoare monotubulare cu gaz la inalta presiune. Acest amortizor a debutat in anii 1950 si compenseaza doua dezavantaje majore aleamortizorului monotubular pur hidraulic folosit in acea epoca:

- dificultatea diferentierii amortizarii in cursele de comprimare si de destindere;

- o sensibilitate excesiva la fenomenul de emulsie.El consta dintr-un tub unic separat in doua compartimente de un piston separator perfect

etansat; compartimentul superior este umplut cu ulei, iar cel inferior cu azot la presiune inalta(25...30 bar). Compartimentul cu gaz compenseaza variatia de volum in urma miscarii tijei piston

prin deplasarea pistonului separator in functie de cantitatea de ulei refulat. Presiunea mare estenecasara: pentru a realiza fortele de amortizare si la comprimare; asigura functionarea precisa asupapelor si la curse reduse; impiedica formarea de bule (fenomenul de cavitatie) la viteze mariale pistonului. Pistonul de lucru echipat cu supape diferentiale, lucreaza in compartimentul cuulei si realizeaza modularea fortei de amortizare la comprimare si la destindere.

Schema constructiva, functionarea in cursa de destindere si de comprimare si constructiaacestui amortizor sunt prezentate in figura 9.1.



70

a. b. c. d.Fig 9.1.Amortizorul monotubular cu gaz de inalta presiune: a)schema constructiva: 1-piasa superioara de inchiderecu dispozitiv de etansare si de ghidare a tijei; 2-pistonul de lucru cu blocul de supape; 3-camera cu ulei; 4-pistonul

separator; 5-camera cu gaz; b)functionare la destindere; c)functionare la comprimare; d)constructie

Modul de functionare al pistonului de lucru in camera cu ulei este similar celui de laamortizorul pur hidraulic. Diferenta esentiala este pentru procesul de compensare al volumuluide ulei determinat de variatia de volum imersat a tijei, care se realizeaza prin variatia rapida avolumului de gaz.

Avantajele acestui amortizor sunt:- presiunea exercitata de gaz elimina complect riscul de cavitatie si contribuie la un raspuns

instantaneu la solicitarile tranzitorii;- camera de lucru nu este separata de mediul ambiant prin al doilea tub, caldura este mai usor

evacuata, iar regimul termic este mai coborat;- functionarea este mai silentioasa.

Dezavantajele sunt:- fabricare mai complicata (etansare si supape);- lungime de montaj mai mare datorita camerei de gaz dispusa in prelungirea camerei de

lucru;



71

Calculul amortizorului implica urmatoarele etape:1) Determinarea caracteristicii de amortizare la roata automobilului

Pentru determinarea caracteristicii de amortizare trebuie sa se stabileasca domeniulnecesar de amortizare pentru caroserie si pentru roti. Acesta se determina cu relatia caracteristiciiliniare de amortizare:

pa vc F (9.1)Coeficientul de rezistenta al amortizorului se determina in functie de gradul de

amortizare D. In cazul domeniului necesar de amortizare pentru caroserie, coeficientul c sedetermina cu relatia:

22 mk Dc s (9.2)

unde: k s este rigiditatea suspensiei; m2 este masa suspendata pentru automobilul gol si pentruautomobilul complect incarcat; D=0,25.

Rezulta astfel dreptele 1 si 2 care delimiteaza domeniul necesar de amortizare A1 pentrucaroserie din figura 9.2.

Domeniul necesar de amortizare pentru roata A2 este cuprins intre dreptele 3 si 4(fig.7.36), corespunzatoare gradului de amortizare D’=0,25 si D’=0,35; coeficientul de amortizarese determina cu relatia:

1

'2 mk k Dc p s (9.3)

unde: k p este rigiditatea pneurilor; m1 este masa nesuspendata.

Fig 9.3 Domeniile necesare de amortizare pentru caroserie A1 si pentru roti A2

Domeniile necesare de amortizare fiind distantate intre ele, va trebui sa se adopte ocaracteristica de amortizare care sa constitue un compromis. Ea trebuie sa cuprinda domeniulnecesar de amortizare pentru caroserie pana la v p=0,5 m/s (corespunde unor amplitudini de40....50 mm ale oscilatiilor si unor frecvente proprii ν0=0,7....1,7 Hz) si domeniul necesar deamortizare pentru roti pana la v p=0,7 m/s (corespunde unor amplitudini de 10....20 mm aleoscilatiilor si unor frecvente proprii de ν0=9....13 Hz). Aceste conditii sunt satisfacute de curba 5

care reprezinta o caracteristica patratica de amortizare, complectata de curba 6 ce corespundeutilizarii supapelor de descarcare. Aceste curbe se pot trasa cu relatia:



72

2

1 pa vc F (9.4)

unde: c1=1,5c/vcr ; vcr =0,2....0,4 m/s.Coeficientii de rezistenta pentru cursa de destindere si de comprimare sunt dati in tabelele

9.2 si 9.3.Tabelul 9.2. Valori medii pentru coeficientul de rezistenta al amortizorului cu supapele inchise [N.s/m]

Tabelul 9.3. Valori medii pentru coeficientul de rezistenta al amortizorului cu supapele deschise [N.s/m]

Valorile alese din tabele pentru coeficientii de rezistenta ai amortizorului se coreleaza cuvalorile calculate cu relatiile (9.2) si (9.3).

Se calculeaza conform (9.2) 120380472005,0 gol c ; 1590140572005,0 incarcat c .Se

pot trasa dreptele 1 si 2 conform fig 9.4.



73

Fig 9.4 Domeniul de amortizare pentru caroserie

Se calculeaza conform (9.3) 1399201390005,025,0 Dc ; 1960201390007,035,0 Dc .Se pot trasa dreptele 3 si 4.

Fig 9.5 Domeniul de amortizare pentru caroserie si roata



74

2) Determinarea caracteristicii efective de amortizare (apartine amortizorului)

Determinarea caracteristicii efective de amortizare tine cont de dispunerea amortizorului pe punte si depinde de constructia puntii si de legaturile dintre punte (roti) cu masa suspendata(caroserie sau cadru). In figura 9.6 sunt prezentate doua scheme de montaj ale amortizorului,

pentru o punte rigida cu suspensie dependenta si pentru o punte fractionata cu mecanism

patrulater transversal cu suspensie independenta. Amortizorul se monteaza imclinat fata deverticala cu unghiul β.In cazul puntii fractionate cu suspensie independenta, daca se noteaza cu i=l/l1 raportul de

transmitere pentru dispunerea amortizorului se obtin urmatoarele relatii de transformare:

Fig 9.6 Dispunerea amortizorului pentru puntes rigida cu suspensie dependenta

cos

i F F Ra ;

ivv R p

cos ;

2

2

cos

icc R (9.5)

3) Prinderea amortizorului

Calculul prinderii amortizorului depinde de solutia constructiva adoptata pentru prinderea amortizorului pe punte si pe caroserie. Cele mai uzuale solutii de prindere aamortizorului sunt prezentate in figura 9.7.

Prinderile amortizorului sunt articulatii elastice axiale oscilante sau cilindrice cuelemente din cauciuc avand rol de transmitere a fortei de amortizare la elementele puntii si lacaroserie si de filtrare a vibratiilor, indeosebi vibratiile spre caroserie. Ele sunt livrate impreuna

cu amortizorul (sunt executate de fabricantul de amortizoare) si sunt alese de catre inginerulautomobilist in functie de constructia amortizorului, de tipul puntii, de deplasarile unghiulare posibile ale amortizorului fata de elementele de care se prinde.

In functie de solutia de prindere adoptata pentru amortizor se proiecteaza suportiide pe punte si de pe caroserie.



75

Fig.9.7.Solutii constructive pentru prinderea amortizorului

5) Cursele pistonului amortizorului la destinderea si la comprimarea arcului Se determina in functie de pozitia de montaj a amortizorului si de cinematica puntii.Amortizoarele sunt proiectate si construite de firme specializate. In consecinta amortizorul sealege din gama de produse ale diferitilor fabricanti in functie de parametrii determinati mai sus.



Bibliografie

[1] Tabacu, I., Transmisii mecanice pentru autoturisme, Editura Tehnica, București, 1999 [2] Frațilă, Gh., Calculul și Construcția Autovehiculelor, Editura Didactică și Pedagogica,București, 1977

[3] DASCALESCU , D., Dinamica automobilelor rutiere, Editura Politehnium, Iași, 2005[4] Stoicescu, P., Proiectarea performanțelor de tracțiune și de consum ale autovehiculelor,Editura Tehnica, București, 2007 [5] Tabacu, S., Tabacu, I., Macarie, T., Neagu, E., Dinamica Autovehiculelor- Îndrumar de

proiectare, Editura Universității din Pitești, 2004 [6] Mateescu, V., Sisteme de frânare, direcție și suspensie- Notițe de curs, 2012 [7] Mateescu, V, Voloacă, Ș., Sisteme de frânare, direcție și suspensie- Punți și suspensii,Editura Politehnica Press, București, 2012 [8] Mateescu, V, Popa, L., Performanțele automobilelor, Editura Printech, București, 2009

Proiectarea Generala Si Functionala a Unui Schimbator de Viteze in Trepte Pentru Un Automobil

Documents

Transcript of Proiectarea Generala Si Functionala a Unui Schimbator de Viteze in Trepte Pentru Un Automobil