Tema proiect Automobile II

Pentru automobilul avand caracteristicile precizate la proiectul de Automobile I se cere :

1) Sa se efectueze calculul de tractiune2) Sa se determine prin calcul performantele dinamice3) Sa se proiecteze schimbatorul de viteze mecanic cu variatia in

trepte a rapoartelor de transmitere4) Sa se proiecteze puntea din fata( numai mecanismul de ghidare al

rotii), suspensia din fata( numai elementul elastic) si mecanismul de franare al rotii din fata.

Caracteristicile automobilului sunt cele de la proiectul de Automobile I( automobil de tip monovolum, cu 7 locuri). Solutia de organizare generala: totul-fata cu motor amplasat transversal si schimbatorul de viteze amplasat in continuarea motorului.

Se confirma tema de proiect, s.l. dr.ing Laurentiu Popa

CAPITOLUL I – Calculul de tractiune si determinarea performantelor dinamice

1.1 Determinarea raportului de transmisie al transmisiei principale si definitivarea lui prin raport de numere intregi de dinti

Din lucrarea [1] se preia urmatoarea valoare a raportului de transmitere al transmisiei principale teoretic: i0t= 2.324. Dar acest raport este materializat pe automobilul real printr-un reductor. Avand in vedere solutia de organizare a automobilului( totul fata, cu motor amplasat transversal) se va adopta folosirea unei transmisii principale cilindrice cu dinti inclinati intr-o singura treapta( avand in vedere ca valoarea lui i0t< 5 ), [2]. Din sursa bibilografica [2] se face cunoscut faptul ca la o transmisie principala cu angrenaj cilindric numarul minim de dinti ai pinionului de atac se recomanda a fi cuprins intre 14 si 17. Se va alege un numar de 16 dinti pentru calculul si alegerea raportului de transmitere final al transmisiei principale. Asadar, numarul de dinti ai coroanei, zc = zp * i0t (1.1) Efectuand calculul numeric, se obtine ca zc= 16 * 2.324= 37.184 Pentru o alegere corecta a raportului de transmitere, se va avea in vedere atat varianta in care zc va fi rotunjit la o valoare inferioara, cat si varianta in care zc va fi rotunjit la o valoare superioara( pentru a se obtine un i0 real mai mic decat i0 teoretic si un i0 mai mare decat cel teoretic).

Folosind relatia i0= zczp

(1.2)

Se obtine i0’=

3716

=2.3125, respectiv i0’’=

3916

=2.4375, ajungand la inegalitatea (1.3)

i0`< i0t< i0

`` (1.3)

S-a reusit astfel incadrarea valorii teoretice a raportului de transmitere a transmisiei principale intre 2 valori de referinta, una mai mica si alta mai mare, urmand a se alege valoarea efectiva a raportului de transmitere pe baza reprezentarii grafice a puterii la roata in functie de viteza automobilului. Consultand sursa bibliografica [1] , se extrage relatia (1.4), care va fi de ajutor la reprezentarea grafica a puterii la roata in functie de viteza si la alegerea valorii finale a raportului de transmitere al transmisiei principale

P=Pmax [(αα ')⋅VV p

+( ββ ')⋅( VV P)2

−( γγ ')⋅( VV p)3 ]

(1.4)

Unde

V p=0.377 ⋅

r r⋅ npi0 ⋅ isN (1.5)

Se va considera ca viteza maxima se va atinge in treapta de priza directa, asadar isN=1. Raza de rulare, turatia de putere maxima se vor prelua din sursa bibliografica [1], fiind deja cunoscute. De asemenea e vor prelua din partea intai a proiectului parametrii α , β, γ si valoarea lui Pmax . Asadar rr= 315.87 mm= 0.316 m

α=ce

2−ca ∙ ( 2∙ ce−1 )(ce−1 )2

=0,512−1,1 (2∙0,51−1 )

(0,51−1 )2=0,992

β=2 ∙ ce ∙ (ca−1 )

(ce−1 )2=

2∙0,51 ∙ (1,1−1 )(0,51−1 )2

=0.425

γ=ca−1

(ce−1 )2= 1,1−1

(0,51−1 )2=0.416

(1.6)

Valorile puterilor calculate pentru cele 3 valori ale lui i0 sunt centralizate in tabelul 1.1, iar graficul aferent acestor date este reprezentat in figura 1.1

Tabel 1.1- Valorile puterii la roata in pentru cele 3 valori ale lui i0

V[km/h] P`[kW] P``[kW] P teoretic[kW]

20 13.9468 14.75592 14.05560840 28.6944 30.38228 28.91907260 43.9236 46.50499 44.26615280 59.3152 62.74993 59.772608100 74.55 78.743 75.1142120 89.3088 94.11011 89.966688140 103.272

4 108.4771104.005832

160 116.1216 121.47

116.907392

180 127.537 132.7146 128.347128

2200 137.2 141.8368 138.0008220 144.790

8 148.4625145.544168

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 2000

15

30

45

60

75

90

105

120

135

150

165

180

195

P`P``p rezP teoretic

km/hkW

V max i0>

V max i0 <

Rezerva de put-ere mai mare pentru i0>

Fig 1.1- Variatia puterii la roata in functie de viteza automobilului, pentru cele 3 cazuri

Analizand fig 1.1, se remarca faptul ca la viteze de pana la 100 de km/h rezerva de putere va fi mai mare in cazul in care alegem un raport de transmitere mai mare decat cel teoretic. Asadar se adopta la automobilul de proiectat un raport i0 mai mare decat valorea teoretica obtinuta prin calcul. Asadar i0ef= 2.375

1.2 Determinarea raportului de transmitere a treptei I a schimbatorului de viteze si verificarea lui

Din sursa bibliografica [1] se preia valoarea raportului de transmitere a treptei I a schimbatorului de viteze ca fiind iSV1= 2.345 . Folosind formula (1.7) se va efectua verificarea acestui raport de transmitere din conditia de aderenta pe un drum de asfalt cu aderenta buna spre foarte buna( φ=0.8...0.9 si f=0.018)

iSVφ=(φ+ f )∗Zk∗r rMmi0ηt

(1.7)

Avand un automobil cu solutia totul-fata, Zk va fi egal cu greutatea pe puntea din fata a automobilului, care va fi preluata din sursa [1] ca fiind egala cu 952.410 daN , respectiv momentul motor maxim fiind egal cu 37 daNm. Se va considera un randament al transmisiei egal cu 1. Efectuand calculul numeric, se obtine ca iSVφ= 3.144 . Asadar se respecta inegalitatea deosebit de importanta iSVφ> iSV1 , de unde rezulta ca rotile automobilului nu vor patina si acesta va putea inainta la pornirea de pe loc.

1.3 Etajarea schimbatorului de viteze

Se va alege o etajare in progresie geometrica, aceasta fiind cea care ofera o functionare a motorului in zona consumurilor specifice de combustibil reduse, [2]. Se cunoaste valoarea lui iSV1 si se va alege valoarea raportului de transmitere pentru ultima treapta ca fiind egal cu 1.04( nu este egal cu 1 deoarece este o cutie de viteze cu 2 arbori ce nu permite realizarea treptei de priza directa). De asemenea se cunosc valorile extreme ale domeniului in care va varia turatia, si anume aceasta va varia intre turatia de moment maxim si turatia de putere maxima, adica intre [ 2000, 4000] rpm. Cunoscand toate aceste informatii, se poate afla numarul minim al treptelor de viteze ale schimbatorului de viteze ce va fi proiectat, folosind formula (1.8)

N=1+

ln (iSV 1

iSVn)

ln (nmaxnM

)

(1.8)

Se obtine prin calcul numeric N=2.173, urmand ca prin aproximare N=3 trepte de viteza. Consultand numarul de trepte al modelelor similare, se va alege ca numar de trepte de viteze pentru schimbatorul de viteze N=4( o valoare foarte apropiata de cea determinata din calcul).Folosind formula (1.9) se va afla ratia progresiei geometrice, rg

rg = N−1√ iSVNiSV 1

(1.9)

Inlocuind numeric in (1.9) se obtine ca rg=0.7626. Cu ajutorul relatiei (1.10) se vor determina rapoartele de transmitere ale treptelor de viteza intermediare.

iSVj= iSV1 * r gj−1 (1.10)

Inlocuind in (1.10), se obtin urmatoarele valori ale rapoartelor de transmitere: iSV2= 1.788; iSV3=1.363 ; iSV4=1.04 . In continuare pentru a afla raportul treptei , de supraviteza, se va

predetermina valoarea acestui raport tot prin metoda progresiei geometrice, pentru a avea un ordin de marime de la care sa se porneasca alegerea valorii. Deci iSV5= 0.793. Avand in vedere ca aceasta este o valoare apropiata de cea a modelelor similare, dar si o valoare apropiata de realitatea practica, se va adopta valorea raportului treptei V ca fiind egal cu 0.793. Avand cunoscute aceste valori ale rapoartelor de transmitere, se va trece la calculul vitezelor inferioare, respectiv superioare in fiecare treapta de viteza, cu formulele (1.11) si (1.12).Viteza inferioara in treapta j se determina cu relatia

Vj`= 0.377 *

rr∗ni0iSV 1

* ¿ , j=1, 2,..., N (1.11)

Viteza superioara se determina cu relatia

Vj``= 0.377 *

rr∗ni0iSV 1

* ¿ j= 2,3, .... N (1.12)

Valorile calculate ale acestor viteze se vor centraliza pentru efectuarea diagramei fierastrau in tabelul 1.2, iar in tabelul 1.3 se vor centraliza pentru fiecare treapta de viteze vitezele atinse la turatia minima si turatia maxima din fiecare treapta de viteza, pentru a se putea efectua diagrama fierastrau.

Tabel 1.2- Valorile vitezelor superioare, respectiv inferioare ale vitezelor in fiecare treapta a schimbatorului de viteze, in km/hNr treapta Vj

` Vj``

1 42.781 85.5622 56.108 112.2173 73.604 147.2074 96.463 192.9265 126.509 253.018

Tabel 1.3- Valorile vitezelor la turatia maxima, respectiv minima stabila a motorului, in km/hNr treapta n` (2000 rpm) n``(4000 rpm)

1 42.781 85.5622 56.108 112.2173 73.604 147.2074 96.463 192.9265 126.509 253.018

0 500 1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 45000

50

100

150

200

250

300

treapta Itreapta 2treapta 3treapta 4treapta 5

Fig 1.2- Reprezentarea grafica a etajarii cutiei de viteze

In fig 1.2 este redata reprezentarea grafica a etajarii cutiei de viteze in progresie geometrica, fiind desenat in figura si domeniul de functionare stabila a motorului cu ardere interna( 2000-4000 rpm). In fig 1.3 este reprezentata diagrama fierastrau a etajarii cutiei de viteze. Se observa ca in primele trepte variatia de viteza in fiecare treapta este mai mica decat in ultimele trepte, unde se remarca faptul ca exista un interval mai mare de variatie al vitezelor.

Fig 1.3- Diagrama fierastrau a etajarii cutiei de viteze in progresie geometrica

1.4 Trasarea caracteristicii de tractiune

1.4.1 Definirea si trasarea caracteristicii de tractiune

Conform sursei bibliografice [2], forta de tractiune Ftk ( atunci cand este cuplata treapta k a schimbatorului de viteze), prezenta in ecuatia generala a miscarii rectilinii a autovehiculelor cu roti, este generata de momentul motor Me , a carui marime depinde de sarcina si turatia motorului:

Ft= M r

rr=M e (n , Χ )∗isk∗i0∗ηt

rr (1.13)

Unde isk este valoarea raportului de transmitere al schimbatorului de viteze in treapta k. Pentru studiul performantelor maxime de tractiune, trebuie analizata variatia fortei de tracitune in

functie de viteza, atunci cand motorul functioneaza la sarcina totala, iar schimbatorul de viteze este cuplat succesiv in toate treptele- caracteristica de tractiune. Pentru a efectua reprezentarea fortei de tractiune in functie de viteza se va folosi formula (1.5). Valorile calculate necesare pentru trasarea caracteristicii de tractiune sunt centralizate in tabelul 1.4, iar in fig 1. Este trasata caracteristica de tractiune pentru fiecare treapta a schimbatorului de viteze

Tabel 1.4- Centralizarea valorilor necesare pentru trasarea caracteristicii de tractiune

Treapta 1 Treapta 2 Treapta 3 Treapta 4 Treapta 5

V[km/h] Ft[daN] V[km/h] Ft[daN] V[km/h] Ft[daN] V[km/h] Ft[daN] V[km/h] Ft[daN]16.67 641.05 21.87 488.79 28.69 372.60 37.60 284.31 49.31 216.7820.84 648.29 27.33 494.30 35.86 376.81 46.99 287.51 61.63 219.2325.01 654.26 32.80 498.85 43.03 380.28 56.39 290.16 73.96 221.2529.18 658.96 38.27 502.44 50.20 383.01 65.79 292.25 86.29 222.8433.35 662.22 43.74 504.92 57.37 384.90 75.19 293.69 98.61 223.9437.52 664.39 49.20 506.58 64.54 386.17 84.59 294.65 110.94 224.6741.68 665.29 54.67 507.27 71.72 386.69 93.99 295.05 123.27 224.9845.85 664.93 60.14 506.99 78.89 386.48 103.39 294.89 135.59 224.8650.02 663.30 65.60 505.75 86.06 385.54 112.79 294.17 147.92 224.3154.19 660.41 71.07 503.54 93.23 383.85 122.19 292.89 160.24 223.3358.36 656.25 76.54 500.37 100.40 381.44 131.59 291.04 172.57 221.9262.53 651.00 82.00 496.37 107.57 378.39 140.98 288.72 184.90 220.1566.69 644.31 87.47 491.27 114.75 374.50 150.38 285.75 197.22 217.8870.86 636.35 92.94 485.20 121.92 369.87 159.78 282.22 209.55 215.1975.03 627.13 98.41 478.17 129.09 364.51 169.18 278.13 221.88 212.0779.20 616.63 103.87 470.17 136.26 358.41 178.58 273.48 234.20 208.5283.37 605.06 109.34 461.34 143.43 351.68 187.98 268.34 246.53 204.61

0 50 100 150 200 2500

100

200

300

400

500

600

700

Treapta 1Treapta 2Treapta 3Treapta 4Treapta 5

V[km/h]

Ft[daN]

Fig 1. – Caracteristica de tractiune pentru fiecare treapta a schimbatorului de viteze

1.4.2 Determinarea performantelor dinamice folosind caracteristica de tractiune

Conform sursei [2], pentru a putea afla viteza critica si cea superioara in fiecare treapta, se vor trasa curbele rezistentelor la inaintare ale drumului, pentru valori diferite ale pantei drumului. Astfel analizand fig 1. Se vor afla vitezele critice in fiecare treapta de viteza, precum si panta maxima ce poate fi urcata, datele urmand a fi centralizate in tabelul 1.5

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 2600

100

200

300

400

500

600

700

800

900

Treapta 1Treapta 2Treapta 3Treapta 4Treapta 5suma rezistentap=23%p=25 %p=27%p=17%p=19%p=7%p=8%p=9%p=10%p=12%p=14%p=1%p=3%p=19.5%

Vcr VVcr IV

Vcr I

Vcr III

Vcr II

Ft[daN]

Fig 1. – Caracteristica de tractiune intersectata cu curba rezistentelor la inaintare

Tabel 1.5- Vitezele critice si pantele maxime din fiecare treapta a schimbatorului de viteze

Treapta Panta maxima[%]

Viteza critica[km/h]

1 25 27

2 18 30

3 9 33

4 3.5 47

5 0 57

1.5 Trasarea caracteristicii dinamice

1.5.1 Definirea si trasarea caracteristicii dinamice

Conform [2] caracteristica dinamica reprezinta functia si/sau reprezentarea grafica, care exprima dependenta factorului dinamic de viteza autovehiculului pentru toate treptele de viteza atunci cand motorul functioneaza la sarcina totala, dependenta exprimata de formula:

D=F t−Ra

G a(1.14)

In tabelul 1.6 Sunt centralizate datele calculate necesare pentru trasarea caracteristicii dinamice pentru fiecare treapta de viteza a schimbatorului de viteze, iar in fig 1. Este reprezentata variatia factorului dinamic D in functie de viteza de deplasare a automobilului.

Tabel 1.6- Centralizarea variatiei valorii factorului dinamic in functie de viteza

Treapta 1 Treapta 2 Treapta 3 Treapta 4 Treapta 5

V[km/h] D V[km/h] D V[km/h] D V[km/h] DV[km/

h] D16.67 0.268025 21.87 0.20393 28.69 0.154714 37.60 0.116777 49.31 0.08684920.84 0.270801 27.33 0.20580 35.86 0.155725 46.99 0.116832 61.63 0.08565725.01 0.272992 32.80 0.20717 43.03 0.156261 56.39 0.116365 73.96 0.08379329.18 0.274595 38.27 0.20805 50.20 0.156322 65.79 0.115377 86.29 0.08125733.35 0.275536 43.74 0.20836 57.37 0.155864 75.19 0.113834 98.61 0.07802437.52 0.275966 49.20 0.20823 64.54 0.154975 84.59 0.111803 110.94 0.07414441.68 0.27581 54.67 0.20760 71.72 0.153611 93.99 0.10925 123.27 0.06959245.85 0.275067 60.14 0.20646 78.89 0.151772 103.39 0.106176 135.59 0.06436950.02 0.273737 65.60 0.20483 86.06 0.149458 112.79 0.10258 147.92 0.05847354.19 0.271821 71.07 0.20269 93.23 0.146669 122.19 0.098462 160.24 0.05190658.36 0.269318 76.54 0.20006 100.40 0.143406 131.59 0.093823 172.57 0.04466762.53 0.266305 82.00 0.19698 107.57 0.139711 140.98 0.088696 184.90 0.03678166.69 0.262629 87.47 0.19334 114.75 0.135497 150.38 0.083014 197.22 0.02819870.86 0.258366 92.94 0.18920 121.92 0.130809 159.78 0.07681 209.55 0.01894375.03 0.253517 98.41 0.18456 129.09 0.125645 169.18 0.070084 221.88 0.00901679.20 0.248081 103.87 0.17941 136.26 0.120006 178.58 0.062837 234.20 -0.0015883.37 0.242134 109.34 0.17383 143.43 0.113937 187.98 0.055102 246.53 -0.01283

0 50 100 150 200 2500

0.05

0.1

0.15

0.2

0.25

0.3

Treapta 1Treapta 2Treapta 3Treapta 4Treapta 5

V[km/h]

D[-]

Fig 1. – Variatia factorului dinamic pentru fiecare treapta de viteza

1.5.2 Determinarea performantelor dinamice folosind caracteristica dinamica

Folosind caracteristica dinamica, se va determina domeniul de aderenta, folosind, din [2], relatia (1.15):

Dφ=(φx+f)*Z j

Ga

− k∗A13∗Ga

∗V 2 (1.15)

Ecuatia (1.15) este ecuatia unei parabole descrescatoare in raport cu viteza. In portiunile din curbele factorului dinamic situate deasupra curbelor Dφ(V) nu este posibila deplasarea autovehicului cu valorile respective ale lui D deoarece se depaseste aderenta rotilor motoare. Pentru exemplificarea domeniului de aderenta, s-au considerat mai multe cazuri: un drum cu aderenta medie(0.7) un drum cu aderenta foarte buna(0.9) si un drum cu aderenta scazuta( s-a considerat un φx de 0.3, corespunzator unui drum acoperit de zapada afanata) pentru a observa in ce treapta este posibila deplasarea in cazul unor drumuri dificile. Valorile lui φx in functie de tipul si calitatea drumului si presiunea pneurilor sunt prezentate in tabelul 1.15 [2].

Tabel 1.15- Variatia coeficientului de aderenta in functie de presiunea pneurilor si de calea de rulare

0 50 100 150 200 2500

0.05

0.1

0.15

0.2

0.25

0.3

0.35

0.4

Treapta 1Treapta 2Treapta 3Treapta 4Treapta 5Aderenta 0.7Aderenta 0.8Aderenta 0.9Aderenta 0.4

V[km/h]

D[-]

Fig 1.16- Folosirea caracteristicii dinamice pentru definirea domeniului de aderenta

Analizand fig 1.16, se observa ca pe un drum de zapada afanata, cu pneuri de joasa presiune, deplasarea automobilului este posibila numai in treapta a 4-a a schimbatorului de viteze, in celelalte trepte deplasarea fiind imposibila datorita depasirii limitei de aderenta. De asemenea la deplasrea pe un drum de beton/asfalt de calitate medie ( coeficient de aderenta egal cu 0.7) este posibila pe o portiune foarte mica deplasarea automobilului in treapta 1, fiind necesara de cele mai multe ori folosirea treptei a doua sau a treia.

La deplasarea pe un drum de asfalt cu o calitate foarte buna( φx=0.9) este posibila deplasarea pe o plaja larga in treapta I, automobilul depasind tarziu limita de aderenta.

1.6 Trasarea caracteristicii acceleratiilor

1.6.1 Definirea si trasarea caracteristicii acceleratiilor

Conform [2], caracteristica acceleratiilor reprezinta functia, respectiv reprezentarea grafica a acesteia, care prezinta dependenta acceleratiei automobilului fata de viteza de deplasare pentru toate treptele SV, cand motorul functioneaza la sarcina totala. Cu ajutorul relatiei (1.17) se va trasa caracteristica acceleratiilor pentru fiecare treapta de viteza, iar in fig 1. Este reprezentata grafic caracteristica acceleratiilor.

a= gδ∗¿) (1.17)

0 50 100 150 2000

0.5

1

1.5

2

2.5

3

Treapta 1Treapta 2Treapta 3Treapta 4Treapta 5

a[m/s2]

V[km/h]

Fig 1. – Caracteristica acceleratiilor pentru fiecare treapta de viteza

1.6.2 Determinarea performantelor de accelerare ale automobilului

Folosind metoda dreptunghiului, se va afla acceleratia medie a automobilului in fiecare treapta a schimbatorului de viteze.

0 50 100 150 200 250 3000

0.5

1

1.5

2

2.5

3

Treapta 1Treapta 2Treapta 3Treapta 4Treapta 5

Fig 1. – Caracteristica de acceleratie trasata pentru a afla acceleratiile medii in fiecare treapta

1.7 Trasarea caracteristicilor de demarare

1.7.1 Trasarea caracteristicii timpului de demarare

Caracteristicile de accelerare reprezintă dependenţa timpului de accelerare (td) şi spaţiului de accelerare (Sd) de viteza autovehiculului atunci când motorul funcţionează la sarcină totală. Timpul de accelerare reprezintă timpul necesar creşterii vitezei autovehiculului între două valori date, iar spaţiul de accelerare reprezintă spaţiul parcurs de autovehicul în acest timp. Timpul de demarare reprezintă timpul în care autovehiculul, plecând de pe loc, ajunge la o viteză reprezentând 0,9 din viteza sa maximă, atunci când motorul funcţionează la sarcină totală, iar spaţiul de demarare reprezintă spaţiul parcurs în timpul respectiv[2].

In fig 1. Este reprezentata caracteristica timpului de demarare, ce a fost trasata aplicand metoda integrarii grafo-analitice(date centralizate in tabelul 1. ) folosind caracteristica inversului acceleratiilor in functie de viteza[2], caracteristica prezentata in fig 1.

Tabel 1. – Timpul de demarare in functie de viteza de deplasare a automobilului

V[km/h]

50 85 110 145 150

td[s] 3.71 8.339 13.629 24.869 38.939

Fig 1. – Caracteristica inversului acceleratiilor in functie de viteza

V[km/h]

1/a[s2/m]

40 60 80 100 120 140 1600

5

10

15

20

25

30

35

40

45

Timp demarare

Timp demarare

km/h

s

0-100 km/h11 secunde

Fig 1. – Caracteristica timpului de demarare

1.7.2 Trasarea caracteristicii spatiului de demarare

Caracteristica spatiului de demarare se face de asemenea cu metoda integrarii grafo analitice, nu ai ca se va porni de la caracteristica timpului de demarare pentru trasarea acesteia. Valorile numerice obtinute prin metoda de integrare grafo-analitica sunt centralizate in tabelul 1. Si caracteristica este reprezentata in fig 1.

Fig 1. Aplicarea metodei grafo analitice la caracteristica timpului de demarare

Tabel 1. – Variatia spatiului de demarare in functie de viteza

Sd[m] 74.53 147.13 328.38 1235.8V[km/h] 65 85 110 150

1.7.3 Determinarea valorilor parametrilor de demarare

60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 1600

200

400

600

800

1000

1200

1400

Spatiul de demarare

Fig 1. – Caracteristica spatiului de demarare

Capitolul II- Proiectarea schimbatorului de viteze cu variatia in trepte a raportului de transmitere

2.1 Studiul solutiilor constructive si alegerea justificata a solutiei constructive pentru schimbatorul de viteze care se poriecteaza

2.1.1 Prezentarea constructiei schimbatorului de viteze al automobilului Renault Espace

Fig 2.1- Vedere laterala a cutiei de viteze cu 5 trepte Renault tip JR5 ( dupa [4])

In fig 2.2 sunt reprezentate rapoartele de numere de dinti pentru fiecare treapta a schimbatorului de viteze de tip JR5. Se observa ca valorile rapoartelor de transmitere in cazul de la a treia etajare sunt foarte apropiate de rapoartele de transmitere determinate pentru automobilul din proiect, ca urmare numerele de dinti gasite anterior vor reprezenta baza pentru proiectarea schimbatorului de viteze.

Fig 2.2- Valorile rapoartelor de transmitere pentru 3 tipuri de etajari( dupa [4] )

In fig 2.3 sunt reprezentate principalele dimensiuni exterioare ale cutiei de viteze JR5 Renault

Fig 2.3- Principalele dimensiuni geometrice ale cutiei de viteze JR5

In fig 2.4 sunt reprezentate caracteristicile functionale ale cutiei de viteze JR5 Renault

Fig 2.4- Caracteristici functionale cutie JR5 Renault( dupa [4] )