Universitatea Tehnica “Gheorghe Asachi” Iasi

Facultatea de Mecanica

Tipuri de transmisii

Studenti: Andronic Ionut AlinBibire Ioan ClaudiuDiaconescu Catalin

Levarda EdmundTudurean Petrica Lucian

Cutia de viteze automată cu 8 rapoarte de la ZF (8HP)

 Jurnaliștii publicației „Chiana Automotive News” au nominalizat transmisia automată 8HP, de la ZF, ca fiind „Transmisia anului 2011”. Criteriile nominalizării au luat în considerare consumul scăzut de combustibil al automobilelor echipate cu 8HP, calitatea schimbărilor de trepte și performanțele mecanice.   Aceeași transmisie automată, 8HP, a fost premiată și de BMW datorită performanțelor dinamice și de consum de combustibil ale automobilelor care o utilizează.

Cutia de viteze (transmisia) automată 8HP

Producția pentru cutia de viteze automată 8HP a debutat în 2008 la fabrica ZF Friedrichshafen din Saarbrucken. Acesta înlocuiește versiunea 6HP cu 6 rapoarte. În anul 2009, BMW 760 Li, cu motorizare V12, a fost primul automobil echipat cu cutia de viteze automată 8HP.

    BMW oferă cutia de viteze automată 8HP pentru toată gama de automobile. De asemenea, Chrysler 300, Dodge Charger, Bentley Mulsanne și Rolls-Royce Ghost sunt echipate cu 8HP de la ZF.

 Cutia de viteze (transmisia) automată 8HP – componente

1. mecanism planetar 42. ambreiaje multidisc3. mecanisme planetare 1,2 și 34. frâne multidisc5. hidrotransformator6. modul mecatronic

Cutia de viteze automată 8HP utilizează 4 mecanisme planetare (1, 3) simple pentru realizarea celor 8 trepte de viteză. Hidrotransformatorul (5) (convertizorul de cuplu) conține un amortizor de vibrații torsionale și un ambreiaj de blocare. Cuplarea și decuplarea treptelor de viteză și realizează cu ajutorulambreiajelor și a frânelor multidisc (2, 4). Comanda și controlul tuturor elementelor de cuplare și a blocării hidrotransformatorului este realizată de modulul mecatronic (6).

 Cutia de viteze (transmisia) automată 8HP – secțiune

 Transmisia automată 8HP se pretează la cupluri de intrare între 300 și 1000 Nm. Din acest motiv poate echipa automobile cu tracțiune spate sau integrală. Datorită intervalului larg de cuplu ce poate fi transmis, 8HP echipează automobile din clasa compactă, mare, lux și SUV.

    Comparativ cu 6HP, noua transmisie automată 8HP oferă 2 rapoarte de transmitere în plus. În același timp masa toată a cutiei a scăzut cu aproximativ 3%, la 89 kg (ulei de transmisie inclus).

 Masa transmisiilor automate ZF (5HP, 6HP, 8HP) în raport cu cuplul transmis

  Gama de variație a rapoartelor transmisiei 8HP, de 7.0, permite obținerea unei accelerații foarte bune ale automobilului cât și funcționarea motorului, în regim stabilizat, la turația optimă pentru reducerea consumului de combustibil.    Pentru formarea și cuplarea celor 8 trepte sunt utilizate doar 4 mecanisme planetare simple și 5 elemente de cuplare (ambeiaje și frâne multidisc). Pentru fiecare schimbare de treaptă doar 2 elemente de cuplare își schimbă starea (închis sau deschis) ceea ce permite un control precis al procesului de schimbare al treptei de viteză. De asemenea, utilizarea eficientă a elementelor de cuplare permite minimizarea pierderilor prin frecare, ceea ce conduce la creșterea randamentului transmisiei și la reducerea consumului de combustibil a motorului.

 Cutia de viteze (transmisia) automată 8HP – programul de schimbare al treptelor

  La frânări bruște ale automobilului cutia de viteze automată 8HP este capabilă să efectueze schimbări de viteze extreme, 8-2 sau 7-1.    Datorită construcției modulare, cutia de viteze automată 8HP se pretează dezvoltărilor ulterioare în ceea ce privește hibridizarea electrică. Primul nivel este reprezentat de automobilele cu sistem Stop&Start. Pentru acestea, cutia de viteze automată 8HP este prevăzut cu un acumulator hidraulic de impuls (HIS) care este utilizat în faza de repornire a motorului termic, pentru a alimenta cu ulei sub presiune elementele de cuplare ale cutiei.

 Cutia de viteze (transmisia) automată 8HP – HIS

 Variantele de hibridizare medie sau completă (mild, full hybrid) presupun utilizarea unor mașini electrice pe arborele de intrare al cutiei de viteze automată 8HP. În funcție de nivelul de hibridizare, mașinile electrice au rol de:

o demaror-generatoro asistare în fazele de accelerareo recuperarea energiei de frânareo propulsie electrică

    Avantajul hibridizării constă în reducerea consumului de combustibil ajungându-se până la valori de 25%pentru variantele de hibridizare completă (full hybrid), comparativ cu o cutie automată 6HP, pe ciclu NEDC.

Cutia de viteze (transmisia) automată 8HP – reducerea consumului de combustibil în funcție de nivelul de hibridizare

 Emisiile de bioxid de carbon (CO2) au o importanță deosebită deoarece sunt gaze cu efect de seră. Nivelul acestor emisii este strâns legată de consumul de combustibil al automobilului. Datorită posibilității de hibridizare a cutiei de viteze automată 8HP nivelul de emisii de CO2 poate fi redus substanțial. Comparația din graficul de mai jos s-a făcut pentru un automobil de clasă medie, cu motor de 2.5 litri și 6 cilindri.

Cutia de viteze (transmisia) automată 8HP – reducerea consumului de combustibil în funcție de nivelul de hibridizare

Cutia de viteze automată 8HP se remarcă prin adaptabilitate, datorită intervalului larg de cuplu transmisibil, performanțe dinamice și de consum remarcabile, precum și flexibilitate în ceea ce privește hibridizarea.

    Datorită acestor atuuri ale transmisiei, numeroși constructori de talie mondială își echipează automobilele cu 8HP (BMW, Audi, Bentley, Rolls-Royce, Chrysler și Dodge). Mai mult Chrysler Group LLC și ZF au ajuns la o înțelegere prin care cutia automată 8HP va fi produsă sub licență ZF de către Chrysler, la fabricile din Indiana și Kokomo SUA, începând cu 2013.

Date tehnice – cutia de viteze automată 8HP45

    Particularități tehnice:o gamă de variație largă cu salt mic între trepteo cuplu mic de frecare (randament mare)o amortizor de vibrații torsionaleo sistem de decuplare la regim ralanti motoro strategie adaptivă de schimbare a treptelor de vitezăo raport optim putere/masăo pretabilă tracțiune integrală

o Date tehnice – cutia de viteze automată 8HP55A

 Particularități tehnice:o gamă de variație largă cu salt mic între trepteo cuplu mic de frecare (randament mare)o amortizor de vibrații torsionaleo sistem de decuplare la regim ralanti motoro strategie adaptivă de schimbare a treptelor de vitezăo raport optim putere/masă

Date tehnice – cutia de viteze automată 8HP70H

   Particularități tehnice:o gamă de variație largă cu salt mic între trepteo cuplu mic de frecare (randament mare)o amortizor de vibrații torsionaleo sistem de decuplare la regim ralanti motoro strategie adaptivă de schimbare a treptelor de vitezăo raport optim putere/masăo pretabilă tracțiune integrală (AWD)o sistem Stop&Starto recuperarea energiei de frânare

o asistență electrică la accelerații

Acumulator hidraulic de impuls HIS pentru cutiile automate ZF

  Sistemele Stop & Start de pe automobile, în anumite condiții de funcționare, opresc și repornesc automatmotorul termic cu scopul de a reduce consumul de combustibil și emisiile poluante. Aceste sisteme sunt avantajoase mai ales în traficul urban deoarece momentele de staționare ale automobilului în trafic, cu motorul pornit, sunt mai des întâlnite (opriri la semafor, ambuteiaje).    În cazul cutiilor de viteze automate, pentru cuplarea unei trepte de viteză este necesar ca uleiul de transmisie să fie sub presiune. Pompa de ulei care creează presiune în modulul hidraulic de control al cutiei este antrenată de motorul termic. Astfel, dacă se echipează un automobil cu cutie automată cu sistem Stop & Start, la fiecare repornire a motorul va fi nevoie de timp suplimentar pentru ridicarea presiunii de lucru. Acest timp, de aproximativ 0.90 secunde, este perceput de conducătorul auto și poate fi deranjant.

Cutia de viteze automată ZF 8HP

  Pentru a elimina acest timp de așteptare, inginerii de la ZF au echipat cutia de viteze automată 8HP cu un sistem adițional, care permite creșterea rapidă a presiunii uleiului în momentul repornirii motorului termic, pentru automobilele echipate cu sistem Stop & Start.

    Acest sistem se numește HIS (Hydraulic Impulse Storage), conține un acumulator de presiune cu arc elicoidal și este montat lângă modulul electrohidraulic de control. Cu acest sistem automobilul poate redemara în aproximativ 0.35 secunde după repornirea motorului termic. Față de o cutie de viteze automată fără acest sistem, timpul de așteptare este redus cu aproximativ 0.45 secunde

Acumulator hidraulic de impuls ZF pentru cutiile automate (HIS) – componente

1. conector electric2. solenoid3. arc elicoidal4. piston5. cilindru6. supapă de încărcare/descărcare7. racord de legătură cu modulul electrohidraulic

Acumulator hidraulic de impuls ZF pentru cutiile automate (HIS) – mod de funcționare

 În timpul funcționării cutiei de viteze automate acumulatorul se încărcă. Uleiul sub presiune pătrunde prin supapa (6) și împinge pistonul (4) spre mecanismul de blocare cu solenoid (2). Când acumulatorul este încărcat complet pistonul comprimă arcul elicoidal (3) și ajunge la capătul cursei unde este blocat.

    În momentul în care sistemul Stop & Start comandă pornirea motorului termic, calculatorul transmisiei automate, prin intermediul contactului electric (1), alimentează cu energie electrică solenoidul (2) care eliberează pistonul. Acesta, sub acțiunea arcului elicoidal (3), evacuează uleiul sub presiune din cilindru. În acest mod se creează un impuls de presiune care este suficient pentru acționarea elementelor transmisiei automate. Impulsul de presiune este necesar doar pentru prima cuplare de treaptă de viteză. Pentru cuplările ulterioare presiunea uleiului este asigurată de pompă.

 Acumulator hidraulic de impuls ZF pentru cutiile automate (HIS) – descărcarea acumulatorului

Acumulatorul de presiune are lungimea de 190 mm și un diametru de 50 mm. Volumul rezervei de ulei este de aproximativ 1 litru. Datorită dimensiunilor relativ reduse acumulatorul de presiune poate fi instalat adițional de modulul electrohidraulic de control.

    Comparativ cu alte soluții (pompă de ulei acționată electric) sistemul HIS are costul adițional cel mai redus, metoda de implementare fiind relativ simplă și nu necesită modificări majore a transmisiei automate.

Contribuția transmisiei automate cu sistem HIS la reducerea emisiilor de CO2

Acumulatorul hidraulic de impuls HIS permite utilizarea sistemului Stop & Start și pe automobile echipate cu transmisii automate. Acest sistem echipează cutia de viteze cu 8 trepte de la ZF (8HP). Comparativ cu un automobil cu aceeași transmisie dar fără sistem Start & Stop, sistemul HIS permitereducerea emisiilor de CO2 și a consumului de combustibil cu aproximativ 5%.

DQ200 – cutie DSG cu 7 trepte de la VW

  Cutia cu dublu ambreiaj DSG cu 7 trepte de la VW reprezintă două premiere din industria automobilelor: este prima cutie cu 7 rapoarte ce echipează un motor montat transversal și totodată prima cutie de citeze cu dublu ambreiaj cu frecare uscată.    Cutia DSG cu 7 trepte suportă un cuplu maxim de 250 Nm și a fost special concepută pentru a echipa automobile din clasa compactă și mică. Datorită ambreiajelor cu frecare uscată, randamentul general este mai bun, comparativ cu cutia DSG cu 6 trepte și ambreiaje multidisc umede. Din acest motiv automobilele echipate cu cutia DSG cu 7 trepte obțin un consum de combustibil mai mic și emisii poluante reduse.

 Cutia DSG cu 7 trepte

  Similar cu celelalte cutii cu dublu ambreiaj, cutia DSG cu 7 viteze conține două ambreiaje monodisc uscate, ce transmit cuplul motor la treptele impare respectiv pare. Ambreiajul dublu este de proveniență LuKal cărui mod de funcționare a fost explicat în articolul: Ambreiajul dublu cu frecare uscată LuK.

 Schema cinematică a cutiei cu dublu ambreiaj DSG cu 7 trepte

1. arborele de ieșire 32. arborele de intrare 23. arborele de ieșire 24. ambreiajul dublu LuK5. arborele de ieșire 16. arborele de intrare 1

Cutia de viteze DSG cu 7 trepte – particularități tehnice

o concepție modulară: ambreiajul dublu, cutia de viteze și modulul mecatronic constituie module unitare

o ambreiaje cu frecare uscatăo acționare electrohidraulică a ambreiajelor și a treptelor de viteză (rezervor de ulei separat

pentru sistemul de acționare și cutia de viteze mecanică)o 7+1 trepte de viteză pe 4 arborio pompă de ulei acționată electrico răcire naturală a uleiului pentru sistemul de acționare (fără radiator)

Cutia de viteze DSG cu 7 trepte – date tehnice

 Cutia DSG cu 7 trepte – componente

Cutia DSG cu 7 trepte – secțiune transversală

a. amortizor torsionalb. arborele de intrare 1 (treptele 1, 3, 5 și 7)c. arborele de intrare 2 (treptele 2, 4, 6 și R)d. placă centrală ambreiaj dublue. diferențialf. arborele de ieșire 1g. roată dințată frână de parcareh. arborele de ieșire 3i. arborele de ieșire 2

  Ambreiajul dublu este poziționat în carcasa cutiei de viteze. Ambreiajul 1 transmite mișcarea roților dințate de pe arborele de intrare 1 (b) care angrenează cu roțile dințate de pe arborele de ieșire 1 (f) formează treptele 1 și 3. Similar, prin angrenarea cu roțile dințate de pe arborele de ieșire 2 (i) se formează treptele 5 și 7. Același mod de formare a rapoartelor se aplică și pentru treptele pare, care primesc mișcarea de la arborele de intrare 2 (c).

    Pentru treapta de mers înapoi se utilizează roata dințată de pe arborele de intrare 2 (c) care formează și treapta 2. Arborele de ieșire 2 (i) preia mișcarea de la arborele de intrare 2 (c) și o transferă arborelui de ieșire 3 (h) care schimbă sensul de rotație necesar treptei de mers înapoi.

    Cei trei arbori de ieșire (f, h și i) angrenează cu coroana diferențialului care transmite mișcarea arborilor planetari.

    Cuplarea și decuplarea celor două ambreiaje precum și a treptelor de viteză se face cu ajutorul unor actuatoare hidraulice integrate într-un modul mecatronic.

 Cutia DSG cu 7 trepte – modul mecatronic

1. actuatoare trepte de viteză2. acumulator hidraulic3. pompă4. motor electric5. bloc de supape6. senzor turație motor7. actuator ambreiaj8. conector electric

   Modulul mecatronic utilizează un circuit separat de ulei pentru acționarea ambreiajelor și a treptelor de viteză. Această particularitate vine cu o serie de avantaje:

o uleiul este special adaptat mecanismului de acționare, nu trebuie să asigure și buna lubrifiere a cutiei de viteze mecanice

o perturbațiile temperaturii asupra performanțelor sistemului sunt reduse datorită adaptării viscozității uleiului la nevoile sistemului de acționare

o eventualele impurități provenite din cutia de viteză mecanică nu pot afecta circuitul sistemului de acționare

o performanțele sistemului nu depind de factori externi (motor termic) datorită utilizării unei pompe electrice pentru crearea presiunii de lucru

    Circuitul hidraulic de comandă conține:

o pompă cu acționare electricăo filtru de uleio supapă de limitare a presiuniio acumulator de presiune (cu gaz)o 2 electrosupape proporționale de control a presiunii de linieo 2 actuatoare pentru ambreiaje (controlate de 2 supape proporționale)o 4 actuatoare pentru treptele de viteză (controlate de 4 supape proporționale)o unitatea de control a transmisiei (calculator, senzori și conector electric)

    Pentru acționarea actuatoarelor se utilizează uleiul stocat în acumulator la o presiune de 40...60 bari. Dacă presiunea din acumulator scade sub o anumită valoare minimă, pompa electrică este activată și ridică presiunea la valoarea nominală. Utilizarea unei pompe electrice pentru crearea presiunii de lucru vine cu următoarele avantaje:

o consumul de energie este parțial (pompa nu funcționează continuu)o acționarea pompei nu depinde de starea motorului termic (se poate utiliza și pe automobile cu

sistem Stop & Start)

 Cutia DSG cu 7 trepte – detaliu sistem acționare ambreiaj

1. piston de acționare ambreiaj2. levier acționare ambreiaj3. rulment de presiune4. senzor de poziție5. magnet

 Pentru controlul actuatoarelor treptelor de viteză se utilizează informația de poziție trimisă de senzori cu efect Hall. Aceștia sunt utilizați câte doi pentru fiecare furcă de cuplare.

    Pentru controlul poziției ambreiajelor se utilizează informația de la senzorii PLCD (Permanentmagnetic Linear Contactless Displacement), care sunt senzori fără contact ce generează un semnal proporțional cu poziția actuatorului.

    Cutia de viteze DSG cu 7 trepte de la VW este soluția perfectă pentru automobilele din clasa compactă și mică. Pe lângă avantajele clasice ale unei cutii cu dublu ambreiaj (flux continuu de cuplu, preselecția treptelor, etc.), datorită utilizării ambreiajelor cu frecare uscată, randamentul global al transmisie crește fiind similar cu cel al unei cutii de viteze manuală. Prin introducerea cutiei de viteze DQ200, grupul VW reușește să ofere echiparea cu cutii cu dublu ambreiaj și pentru automobile propulsate de motoare cu puteri mici și medii.

Cutia de viteze DSG de la VW (DQ250)

  Cutia de viteze cu dublu ambreiaj, datorită modului de funcționare, îmbină într-un mod eficient avantajele unei cutii de viteze manuale și ale unei automate. Cutia DSG (ge: Direkt Schalt Getriebe en: Direct Shift Gearbox), produs al companiei VW în colaborare cu Borg Warner, este o cutie de viteze cu dublu ambreiaj, controlată electronic, care deține recordul în ceea ce privește automobilele echipate (peste 3.5 milioane).

 Cutia DSG (DQ250)

 În funcție de tipul ambreiajelor utilizate, de numărul de trepte, precum și de cuplul maxim de intrare, existătrei tipuri constructive de cutii DSG:

  Cutia DSG DQ250 a fost lansată în 2003, fiind prima cutie de viteze cu dublu ambreiaj ce echipează un automobile de serie. Primul automobil echipat cu cutia DSG a fost VW Golf Mk4 R32, urmat de Audi TT 3.2. Cutia DSG este disponibilă pentru motoarele dispuse transversal, cu roțile motoare față precum și pentru automobilele cu tracțiune integrală. În momentul de față cutia DSG echipează majoritatea mărcilor din grupul Volkswagen (VW, Audi, Skoda, Seat).    Avantajele cutiei DSG îmbină avantajele cutiei de viteze manuală (randament ridicat, sportivitate) cât și avantajele unei cutii de viteze automate (confort, schimbare treptelor de viteză fără întreruperea cuplului motor).

 Cutie DSG (DQ250)

1. radiator ulei transmisie2. pompă ulei transmisie3. modul mecatronic4. ambreiaje multidisc

 Datorită controlului optim al ambreiajelor și a legilor adaptive de schimbare a treptelor de viteză cutiile DSG sunt pe placul utilizatorilor de cutii automate clasice. De asemenea, modul Manual de schimbare a treptelor precum și rapiditatea trecerii dintr-o treaptă în alta, pun cutiile DSG și în atenția celor care agreeazăcutiile de viteze manuale. Mai mult, adoptând un stil de condus economic, automobilele echipate cu cutii DSG sunt capabile deconsum de combustibil comparabil cu cele cu cutii de viteză manuale

Caracteristici tehnice cutie DSG (DQ250)

   Cuplul motor este transferat, prin intermediul celor două ambreiaj, arborilor de intrare în cutia de viteze. Un arbore de intrare transmite mișcarea treptelor impare (1, 3 și 5) iar cel de-al doilea treptelor pare (2, 4 și 6) și treptei de mers înapoi (R).

Secțiune longitudinală cutie DSG (DQ250)

1. angrenare diferențial2. treapta de mers înapoi3. treapta 64. treapta 55. treapta 16. treapta 37. treapta 48. treapta 29. angrenare diferențial10. diferențial11. arbore de intrare 112. arbore de intrare 213. ambreiaj 214. ambreiaj 1

 De exemplu, pentru a transmite cuplul motor în treapta 1, ambreiajul 1 (14) este cuplat și arborele de intrare 1 (11) este antrenat. Treapta 1 se realizează prin angrenajul (5) situat pe unul din cei doi arbori de ieșire. Fiecare arbore de ieșire angrenează cu coroana diferențialului (10) prin intermediul unor angrenaje (1 și 9).    Cu treapta 1 cuplată se poate pre-selecta treapta a doua iar în momentul schimbării efective a treptei de viteză ambreiajul 1 se decuplează și ambreiajul 2 se cuplează preluând cuplul motor.

Modul de cuplare a treptelor cutiei DSG DQ250

 Cuplul de la arborele cotit al motorului este transmis, prin intermediul unei volante cu masă dublă, celor două ambreiaje multidisc. Cuplarea și decuplarea ambreiajelor se face prin reglarea presiunii uleiului de transmisie cu ajutorul unor supape electromagnetice proporționale. Astfel, în funcție de cuplul motor ce trebuie transmis prin ambreiaj, calculatorul DSG comandă presiune de

închidere a ambreiajelor. Pentru a decupla ambreiajele este utilizat un arc diafragmă pentru ambreiajul 1 și mai multe arcuri elicoidale pentru ambreiajul 2.

 Ambreiaje multidisc cutie DSG (DQ250)

1. butuc principal2. piston cuplare ambreiaj 23. carcasa ambreiajelor4. arbore de intrare5. discuri de antrenare ale arborilor cutiei6. discuri de intrare7. pistoane cuplare ambreiaje8. garnituri de etanșare (O-ring-uri)

   Pe butucul arborelui de intrare (4) este montată volanta cu masă dublă (DMF) care transmite mișcarea de la arborele cotit al motorului. Mai departe mișcarea se transmite prin intermediul carcasei (3) la discurile de intrare (6) legate rigid de aceasta și de butucul principal (1). Pistoanele de cuplare a ambreiajelor (7), controlate în presiune de calculatorul DSG, comprimă discurile acestora și transmit mișcare discurilor de antrenare a arborilor cutiei de viteze (5).

   Modulul mecatronic conține calculatorul DSG, senzorii de poziție, turație, presiune și temperatură, precum și toate supapele electromagnetice. Acesta este compact și integrat în carcasa cutiei de viteze.

 Modul mecatronic cutie DSG

 Modulul mecatronic controlează cuplarea și decuplarea ambreiajelor și a treptelor de viteză. De asemenea controlează și circuitul de răcire al uleiului de transmisie. Calculatorul DSG primește informații de la senzori și pe baza acestora decide treapta de viteză necesară.

Intrări/ieșiri calculator DSG

 Informația de turație intrare cutie este citită de pe carcasa ambreiajelor cu ajutorul unui senzor Hall. Acestă turație este de fapt turația motorului termic. Calculatorul DSG utilizează turația de intrare în cutie pentru a calcula patinarea ambreiajelor. În cazul în care senzorul de turație intrare cutie este defect, acestă informație se înlocuiește cu turația motorului primită de pe magistrala CAN.    Pe baza informațiilor de la cei doi senzori de turație ieșire cutie, calculatorul DSG calculează viteza de deplasare a automobilului cât și sensul de deplasare (înainte sau înapoi). Dacă cei doi senzori sunt defecți, se utilizează informația de viteză automobil trimisă de modulul ESP pe magistrala CAN.

    Fiecare arbore de intrare în cutia de viteze are prevăzut cate un senzor de turație Hall. Pe baza acestor informații, împreună cu turația de intrare cutie, calculatorul DSG calculează patinarea/alunecarea ambreiajelor. De asemenea, pe baza acestor informații, se determină și starea ambreiajelor (închis/deschis) cât și modul de control al cuplării treptelor de viteză. Dacă senzorul pentru arborele 1 este defect, cutia va cupla doar treapta 2. În cazul în care senzorul arborelui 2 se defectează cutia va cupla doar treptele 1 și 3.

    Utilizând informația de la senzorii de presiune ambreiaje, calculatorul DSG reglează presiunea de acționare a acestora. În cazul apariției unui defect pe acești senzori, cutia va permite cuplarea doar a treptei 1, 3 sau 2, în funcție de senzorul defect.

    Senzorii de temperatură sunt utilizați pentru controlul circuitului de răcire ulei. În cazul temperaturilor mari (peste 138 °C), pentru a proteja transmisia, cuplul motor este limitat. Mai mult, dacă temperatura crește și atinge valori extreme (145 °C) ambreiajele vor rămâne decuplate.

    Informația de la senzorii de poziție pentru furcile de acționare a sincronizatoarelor, este utilizată pentru procesul de cuplare și sincronizare a fiecărei trepte. Cei patru senzori sunt utilizați câte unul pentru o pereche de trepte: 1/3, 2/4, 6/R și 5.

    Levierul selector de viteze (programe) are pozițiile clasice PRND, un mod sport (S) precum și modul manual (+/-). Pe lângă butonul de blocare a poziție levierului acesta mai conține un solenoid care menține poziția fixă atunci când se întrerupe alimentarea cu energie electrică.

Levier selector de programe cutie DSG

  Poziția P (parcare) blochează levierul selector. Pentru al debloca alimentarea cu energie electrică trebuie să fie activă și pedala de frână apăsată. De asemenea trebuie acționat butonul lateral de blocare mecanică a levierului.    În poziția N (neutru) toate treptele și ambele ambreiaje sunt decuplate. Dacă levierul este lăsat în poziția N mai mult timp pentru a-l muta în altă poziție trebuie apăsată pedala de frână.    Modul S (sport) presupune utilizarea unor legi de schimbare a vitezelor care permit accelerații mai puternice ale automobilului.    Modul manual sau Tiptronic permite comanda schimbării treptelor atât prin impulsuri date de la levierul selector cât și de la padelele aflate în spatele volanului.

    Avantajul continuității cuplului motor transmis, în timpul schimbării de treaptă, are impact direct asupra performanțelor dinamice ale automobilului echipat cu cutie cu dublu ambreiaj. Astfel, la cutia DSG, în timpul schimbării de traptă, nu se mai pierde viteză deoarece cuplul motor este transmis continuu. Din acest motiv un automobil cu cutie DSG, comprativ cu unul cu cutie manuală, va avea timp de demarare mai mic.

 Comparație profil viteză automobil în regim de demarare

Vv - viteza automobiluluiΔt - diferența de timp de demarare

  Cutia de viteze cu dublu ambreiaj DSG face parte din grupul transmisiilor inovante care s-a impus cu succes pe piața automobilelor. Aceasta îmbină eficient sportivitatea și consumul redus de combustibil, caracteristice cutiilor de viteze manuale, cu confortul și schimbarea treptei fără întreruperea cuplului motor, specifice cutiilor de viteze automate.

Ambreiajul dublu cu frecare uscată LuK

 Piața principală pentru automobilele cu transmisii cu dublu ambreiaj (DCT) o reprezintă Europa. În același timp, în SUA și Japonia o parte din piața transmisiilor automate și a celor cu variație continuăeste preluată de transmisiile DCT.

    Tehnologia transmisiilor cu dublu ambreiaj nu este nouă, Porsche a început utilizarea acestei tehnologii acum 25 de ani. Datorită costurilor mari de producție și a controlului deosebit de complex al schimbării treptelor de viteză tehnologia DCT nu a fost adoptată pe scară largă.

 Ambreiaj dublu monodisc cu frecare uscată

 Cutiile (transmisiile) cu dublu ambreiaj (DCT) îmbină avantajele unei cutii manuale (simplitate constructivă, randament ridicat) cu cele ale unei cutii automate (schimbarea automată, sub sarcină și fără șocuri a treptelor de viteză). Cutiile DCT, în timpul unei schimbări de treaptă de viteză, transferă cuplul de la un ambreiaj la celălalt aproape instantaneu.

    Componenta principală a unei transmisii DCT este ambreiajul dublu. Acesta transferă cuplul de la motor la angrenajele cutiei de viteze. Constructiv se deosebesc două tipuri de ambreiaje duble: multidisc cu frecare umedă și monodisc cu frecare uscată.

Ambreiaj dublu - furci de acționare și rulmenți de presiune

 Ambreiajele multidisc utilizează ulei de transmisie pentru o răcire mai eficientă, transfer de cuplu progresiv și fiabilitate ridicată. Dar, datorită imersării în ulei, randamentul este mai scăzut iar prețul de producție mai ridicat.

    Ambreiajele monodisc uscate au avantajul unui randament mai bun datorită lipsei uleiului. De asemenea coeficientul de frecare al acestor ambreiaje se situează între 0.2 și 0.4, valori duble față de un ambreiaj multi-disc umed. Cu toate acestea ambreiajele uscate sunt proiectate să funcționeze pe întreaga durată de viață a automobilului, fără a avea nevoie de întreținere.

    Componentele unui ambreiaj dublu sunt similare cu cele ale unui ambreiaj simplu: placă de presiune, disc de ambreiaj, rulment de presiune și arc diafragmă.

Secțiune printr-un ambreiaj dublu cu frecare uscată

1. furcă de acționare ambreiaj 12. furcă de acționare ambreiaj 23. rulment de presiune 14. rulment placă centrală5. volantă dublă (DMF)6. placă de presiune ambreiaj 17. disc de ambreiaj 18. placă centrală9. disc de ambreiaj 210. placă de presiune 211. arc diafragmă 1

 Furcile de acționare pot fi controlate electro-hidraulic sau electric. Acestea trebuie să fie rezistente din punct de vedere mecanic și perfect funcționale pe toată durata de viața a ambreiajului.

    Rulmentul de presiune, câte unul pentru fiecare ambreiaj, are rolul de a permite acționarea arcului diafragmă prin intermediul furcii.

    Volanta dublă este montată pe partea cu motorul și are rolul de a filtra oscilațiile torsionale ale motorului. Montarea unei volante duble nu este obligatorie în cazul motoarelor cu injecție indirectă. În cazul motoarelor diesel cât și în cazul motoarelor pe benzină cu injecție directă este necesară utilizarea volantei duble deoarece oscilațiile de cuplu sunt mai pronunțate.

   Discurile de ambreiaj sunt mai groase decât cele ale unei cutii manuale. De asemenea rezistența la uzură este mai mare deoarece acestea trebuie să reziste toată durata de viață a automobilului. Discul ambreiajului 1 are diametru mai mare deorece acesta este supus unor sarcini mai mari.

    Plăcile de presiune sunt de mărimi diferite, fiecare fiind potrivit pentru discul de ambreiaj corespunzător. Mecanismele de acționare sunt de asemenea diferite, placa de presiune 2 este acționată prin împingere iar placa de presiune 1 prin tragere.

    Între cele două discuri de ambreiaj este poziționată o placă centrală. Acesta se sprijină pe un rulment cu bile, are grosime mai mare decât plăcile de presiune și este utilizat de ambele discuri de ambreiaj pentru transmiterea mișcării. Datorită poziționării, rulmentul plăcii centrale este supus unor solicitări termice intense ce pot ajunge și până la 200 °C.

Secțiune printr-un ambreiaj dublu cu frecare uscată

1. volantă dublă2. placă de presiune 13. disc de ambreiaj 14. disc de ambreiaj 25. placă de presiune 26. arbore cotit7. arbore de intrare în transmisie 1 (arbore tubular)8. arbore de intrare în transmisie 29. placă centrală

 Cuplul motor este transferat, prin intermediul volantei duble, plăcii centrale. Acesta se rotește împreună cu volanta dublă, cu plăcile de presiune și cu cele două arcuri diafragmă. Ambele ambreiaje sunt prevăzute cumecanisme de compensare automată a uzurii (SAC), care mențin constantă distanța între discurile de ambreiaj și plăcile de presiune, indiferent de gradul de uzură al discului. Acest mecanism asigură forțe mici de acționare pe întreaga durată de viață a ambreiajului și caracteristici constante ale acestora, elemente esențiale pentru un sistemul de acționare automat.

  Aceste ambreiaje sunt dovada progresului tehnologic evident al transmisiilor pentru automobile. Cu acest concept inginerii de la LuK au reușit să utilizeze simplitatea și fiabilitatea unui ambreiaj de cutie manualăîntr-un sistem care permite automatizarea necesară unei transmisii cu dublu ambreiaj.    Randamentul superior al ambreiajelor uscate, comparativ cu cele multi-disc umede, au permis automobilelor cu transmisii cu dublu ambreiaj cu frecare uscată să obțină un consum de combustibil mai mic comparativ cu un automobil cu transmisie manuală. În plus acestă arhitectură de transmisie are și avantajele unei transmisii automate: schimbarea rapidă a treptelor și fără întrerupere a cuplului motor, confort ridicat.

    Datorită acestor avantaje transmisia cu dublu ambreiaj cu frecare uscată reprezintă soluția viitorului pentru automobilele de clasă mică și medie.

Cutia de viteze cu dublu ambreiaj (EDC) de la Renault

 O parte din automobilele Renault pot fi echipate cu cutii de viteze cu dublu ambreiaj EDC („Efficient Dual Clutch”). Cutiile EDC sunt de proveniență Getrag și fac parte din familia de cutii de viteze PowerShift. Cutia de viteze EDC (6DCT250), cu 6 trepte de mers înainte și una de mers înapoi, este destinată automobilelor cu tracțiune față și motor montat transversal, ce produc un cuplu motor maxim de 280 Nm.

Cutia de viteze cu dublu ambreiaj EDC

 Toate cutiile de viteze cu dublu ambreiaj PowerShift schimbă treptele fără întreruperea cuplului motor. Comparativ cu automobilele cu cutii de viteze automate clasice, cu hidrotransformator, în cazul echipării cu cutii cu dublu ambreiaj Getrag, cu ambreiaje umede, consumul de combustibil este redus cu aproximativ 4 -12%. În plus, la un motor echipat cu cutia de viteze 6DCT250 (EDC), datorită ambreiajelor uscate și a acționării electrice, consumul de combustibil poate fi redus cu până la 20%

 Grupul motopropulsor cu cutie de viteze EDC1. arbore cotit2. volantă dublă3. dublu ambreiaj uscat4. trepte pare5. trepte impare6. arbori primari concentrici7. arbori secundari

Transmiterea mișcării de la arborele cotit (1) la cutia de viteze se face prin intermediul ambreiajului dublu (3). Pe carcasa ambreiajului este montată și o volantă dublă care are rolul de a amortiza oscilațiile torsionale. Primul ambreiaj (roșu) este conectat la unul din cei doi arbori de intrare și transmite mișcarea treptelor 1, 3 și 5. Cel de-al doilea ambreiaj (albastru) transmite mișcarea treptelor 2, 4, 6 și R (mers înapoi).    Uleiul din cutia de viteze EDC (6DCT250) nu necesită întreținere, durata de viață este egală cu cea a automobilului. Din acest punct de vedere costurile de întreținere ale acestei cutii de viteze sunt similare cu cele ale unei cutii de viteze manuală.

Componentele cutiei de viteze EDC (Getrag 6DCT250)1. dublu ambreiaj uscat2. sistem de acționare a ambreiajelor (motoarele electrice de acționare a ambreiajelor sunt montate

în această poziție)3. roată dințată de acționare a mecanismelor de schimbare a treptelor4. roată dințată intermediară de acționare a mecanismelor de schimbare a treptelor5. tambur de schimbare a treptelor6. furcă pentru cuplarea treptelor 1/57. furcă pentru cuplarea treptelor 4/R8. furcă pentru cuplarea treptei 39. arbore planetar

Observație: Furca de cuplare pentru treptele 2/6 nu este notată din lipsă de vizibilitate!

   Pentru cuplarea unei trepte motorul de acționare cu curent continuu angrenează cu roata dințată (3). Acesta la rândul ei amplifică cuplul de acționare și-l transmite prin roata intermediară (4) care angrenează cu tamburul (5). Furcile de cuplare (6) sunt acționare de tamburi prin intermediul unor caneluri. La acționarea tamburilor, datorită profilului canelat, mișcarea de rotație a acestora este transformată în mișcare de translație a furcilor.

    Pentru cuplarea celor 6 trepte sunt utilizate două motoare electrice cu curent continuu. Acestea sunt integrate într-un modul mecatronic care mai conține electronica de putere și modulul de control (calculatorul cutiei de viteze).

 Secțiune transversală prin cutia de viteze EDC1. angrenaj pentru treapta 12. angrenaj pentru treapta 23. angrenaj pentru treapta 34. angrenaj pentru treapta 45. angrenaj pentru treapta 56. angrenaj pentru treapta 6

R – angrenaj pentru treapta de mers înapoiS15 – sincronizator pentru treptele 1 și 5S26 – sincronizator pentru treptele 2 și 6S3 – sincronizator pentru treapta 3S4R – sincronizator pentru treptele 4 și RAi1 – arborele de intrare 1 (primar), pentru treptele impareAi2 - arborele de intrare 2 (primar), pentru treptele pareAe1 – arborele de ieșire 1 (secundar)Ae2 – arborele de ieșire 2 (secundar)D – diferențial

Cutia de viteze EDC Renault – Date tehnice

* volanta inclusă** raportul diferențialului inclus

 Cutia de viteze cu șase trepte 6DCT250 a fost proiectată pentru a echipa automobilele cu tracțiune față și motor montat transversal. Cuplul maxim motor pe care-l poate suporta cutia de viteze este de 280 Nm. Acestă cutie de viteze poate fi utilizată și pe automobilele cu tracțiune integrală sau pe cele cu sistem Start & Stop fără modificări majore ale structurii.

    Timpul scurt pentru schimbare a treptelor, comparativ cu o cutie de viteze automată clasică, aduce un plus de plăcere condusului. De asemenea, sistemul de control al cutiei de viteze utilizează legi adaptive de schimbare a treptelor, care pot varia de la Economic până la Sportiv.

    Principalul scop al familiei de cutii de viteze cu dublu ambreiaj PowerShift de la Getrag este scăderea consumului de combustibil comparativ cu cutiile de viteze automate. Automobilele Renault echipate cu cutii de viteze EDC reduc consumul de combustibil cu aproximativ 17%. De asemenea emisiile de CO2 au fost păstrate la același nivel cu cel al automobilelor echipate cu cutii de viteze manuale.

    Cutia de viteze 6DCT250 îmbină foarte bine avantajele unei cutii de viteze automată (schimbări de trepte sub sarcină, fără șocuri) cu eficiența unei cutii de viteze manuală (pierderi mici, randament ridicat).

Transmisia (cutia) cu variație continuă – CVT

 După cum spune și numele, transmisiile cu variație continuă (CVT), comparativ cu transmisiile cu rapoarte fixe, își modifică raportul de transmitere continuu între o valoare minimă și maximă. Transmisiile clasice mecanice, fie că sunt automate sau manuale, au un număr finit de rapoarte iar schimbarea acestora se face în salturi. Teoretic o transmisie cu variație continuă are un număr infinit de rapoarte.

 Transmisia cu variație continuă Durashift CVT43

 Transmisia unui automobil mai are în componență, pe lângă cutia de viteze, un dispozitiv de cuplare (ambreiaj sau hidrotransformator) și un diferențial. Variația continuă a raportului de transmitere se face în cutia de viteze, numită și variator de turație.

 Transmisia cu variație continuă CVT ZF CFT 231. hidrotransformator2. modul electrohidraulic de comandă3. fulie conducătoare4. curea metalică5. fulia condusă6. ieșirea din diferențial

  Hidrotransformatorul (1), numit și convertizorul de cuplu, are rolul de a decupla transmisia de motorul cu ardere internă și de a amplifica cuplul motor. Variatorul de turație este compus dintr-o fulie conducătoare(3), care primește cuplul motor amplificat de hidrotransformator (1), curea metalică (4) prin care se transmite mișcarea și fulia condusă (5). Varierea raportului de transmitere se face prin intermediulmodulului electro-hidraulic de comandă (2) care controlează presiunea din cilindrii celor două fulii.

Schema cinematică a transmisiei cu variație continuă CVT ZF CFT 23A – hidrotrasformator

1. ambreiaj de blocare2. turbină3. pompă4. stator / difuzor5. pompă de ulei

B – mecanism planetar

1. ambreiaj pentru mersul înainte2. ambreiaj pentru mersul înapoi

C – variatorul de turație

1. partea fixă a fuliei conduse2. partea mobilă a fuliei conduse3. curea metalică4. partea mobilă a fuliei conduse5. partea fixă a fuliei conduse

D – reductor intermediar

1. angrenaj intermediar2. angrenaj diferențial

E – diferențial

 Hidrotransformatorul (A) este compus dintr-o pompă (3) conectată la arbore cotit al motorului, oturbină (2), un stator (4) și o pompă de ulei (5). Mișcarea se transmite prin intermediul unui fluid de lucru (ulei de transmisie) care este antrenat de pompă, trecut prin stator și introdus în turbină care transmite mișcarea mai departe la mecanismul planetar. Ambreiajul de blocare (1) are rolul de a rigidiza pompa hidrotransformatorului de turbină crescînd randamentul acestuia.

    Mecanismul planetar (B) cu ajutorul celor două ambreiaje schimbă direcția de rotație a arborelui fuliei conducătoare. Când ambreiajul multidisc (1) este cuplat automobilul se deplasează înainte iar la cuplareaambreiajului multidisc (2), ambreiajul (1) fiind decuplat, fulia conducătoare se rotește în sens invers iar automobilul se deplasează înapoi.

    Variatorul de turație (C) modifică raportul de transmitere prin modificarea razei de înfășurare a curelei metalice (3) pe cele două fulii. Controlul razei de înfășurarea se face prin poziționarea părților mobile ale celor două fulii.

 Variatorul de turație al unei transmisii cu variație continuă

A – raportul de transmitere cel mai mare al variatorului (2.52) – echivalentul primei trepte dintr-o cutie manualăB – raport intermediarA – raportul de transmitere cel mai mic al variatorului (0.423) – echivalentul ultimei trepte dintr-o cutie manuală

1. fulia conducătoare

2. fulia condusă

a – intrarea de la motorb – ieșirea din variator

Mișcare curelei metalice are două componente:

o mișcarea de rotație pentru transmiterea cuplului motoro mișcare plan paralelă pentru varierea raportului de transmitere

    Părțile mobile ale celor două fulii se deplasează axial fiind acționate de cilindri hidraulici. Prin modificarea presiunii din cilindri, partea mobilă se apropie sau se depărtează de partea fixă. În figura de mai sus partea mobilă a fuliei conducătoare (1) este depărtată de partea fixă (presiune scăzută în cilindrul de acționare), raza de înfășurare a curelei metalice fiind minimă. În același timp partea mobilă a fuliei conduse (2) este apropiată de partea fixă raza de înfășurare a curelei metalice fiind maximă.

    Apropierea și depărtarea părților mobile a celor două trebuie să se facă sincronizat și în sens opus. Când partea mobilă a fuliei conducătoare (1) se apropie de partea fixă partea mobilă a fuliei conduse (2) trebuie să se îndepărteze de partea fixă. În caz contrar, dacă cele două părți mobile se apropie de părțile fixe simultan, cureaua metalică se va rupe deoarece ambele raze de înfășurare pe fulii vor crește. Similar, dacă cele două părți mobile se îndepărtează de părțile fixe simultan, cureaua metalică va patina deoarece ambele raze de înfășurare pe fulii scade.

    Cuplul se transmite în variator prin frecare, cu ajutorul curelei metalice. Cureaua este compus dintr-o serie de componente metalice trapezoidale care sunt grupate de mai multe benzi metalice. Frecare curelei cu cele două fulii se realizează pe pereții laterali ai componentelor metalice. Mișcare de la fulia conducătoare este transmisă la fulia condusă de curea, prin împingere (push-type belt)

 Cureaua metalică a unei transmisii cu variație continuă  Reductorul intermediar (D) amplifică cuplul de ieșire din variator și are raportul de transmitere de 1.593.Diferențialul (E) distribuie cuplul către cele două roți motoare și are raportul de transmitere de 2.72.

    Avantajele principale ale transmisiei cu variație continuă sunt modificarea continuă, fără șoc a raportului de transmitere și posibilitatea de a varia viteza automobilului menținând constant punctul de funcționare al motorului.

    Cu toate acestea transmisiile cu variație continuă sunt apreciate mai mult pe piața asiatică de automobile (Japonia, Coreea de Sud, China) și mai puțin pe piața europeană, datorită percepției diferite a conducătorului auto asupra automobilului. La transmisiile cu variație continuă, în funcție de regimul de funcționare al motorului, turația motorului se menține constantă în timp ce viteza automobilului crește. Acest comportament nu este bine perceput de conducătorii obișnuiți cu cutii de viteze în trepte

Caracteristicile tehnice ale transmisiei Durashift CVT de la Ford

o cuplul maxim motor: 240 Nm la 3900 rot/mino puterea maximă motor: 163 CP la 6000 rot/mino gama de variație a turației motorului: 750 – 6500 rot/mino cuplul maxim al hidrotransformatorului (de intrare în variator): 360 Nmo raportul de transmitere minim al variatorului: 0.423o raportul de transmitere maxim al variatorului: 2.52o gama de variație a rapoartelor de transmitere: 6.0o raportul de demultiplicare al angrenajului intermediar: 1.593o raportul de demultiplicare al diferențialului: 2.72o masa totală: 82.5 kg

Sistemul de tracțiune integrală de pe Dacia DusterDacia Duster este un vehicul utilitar sportiv (SUV) compact. Acesta este construit pe aceeași platformă cu Dacia Logan și vine în două versiuni de sistem de tracțiune: pe puntea față (4x2) sau integrală (4x4). Sistemul de tracțiune integrală este împrumutat de la Nissan și este similar cu cel de pe Qashqai.

Dacia Duster cu tracțiune integrală

    Sistemul de tracțiune integrală permite conducătorului auto să selecteze trei moduri de funcționare:

o AUTO: distribuția cuplului motor pe cele două punți față/spate este calculată automat în funcție de aderența fiecărei roți. Cu acest mod de funcționare selectat, în cazul în care nu există patinare a roților, tracțiunea este realizată exclusiv pe puntea față. În momentul în care

se detectează patinarea roților punții față, o parte a cuplului motor este distribuit și către puntea spate.

o LOCK: în acest mod tracțiunea este integrală permanent, cuplul motor fiind distribuit către ambele punți în mod egal (50:50). Acest mod de funcționare este destinat rulării cu viteze mici, pe suprafețe cu aderență scăzută sau pe teren accidentat.

o 2WD: în acest mod tracțiunea se realizează doar pe punte față. Acest mod de funcționare este destinat rulării pe suprafețe cu aderență bună și reduce emisiile poluante și consumul de combustibil datorită creșterii randamentului general al transmisiei.

Dacia Duster cu tracțiune integrală

    Sistemul de tracțiune integrală cuprinde două diferențiale deschise, câte unul pe fiecare punte, o unitate de transfer a puterii pe puntea față (PTU), un arbore longitudinal și un dispozitiv de cuplare cu control electromagnetic (EMCD). O parte a componentelor sistemului de tracțiune (PTU, arbore longitudinal, EMCD) sunt furnizate de GKN.

Componentele sistemului de tracțiune integrală de pe Dacia Duster

1. motor termic2. cutie de viteze3. diferențial punte față4. unitate de transfer de putere5. arbore longitudinal6. unitate de cuplare cu comandă electromagnetică7. diferențial punte spate

Transmisie Dacia Duster – cutia de viteze, diferențialul față și unitatea de transfer a puterii

    Unitatea de transfer a puterii preia cuplul motor de la coroana diferențialului punții față și o transferă către arborele longitudinal. Aceasta conține un angrenaj conic cu roți dințate cu raportul de transmitere invers față de raportul de transmitere al diferențialului punții spate. Carcasa unității este din aluminiu, cu geometrie compactă, fiind poziționată lângă diferențialul punții față.

Dacia Duster - Unitatea de transfer a puterii (PTU)

    Ieșirea de la unitatea de control a puterii este conectată la arborele longitudinal. Acest transferă cuplul către puntea spate, fiind legat la modulul de cuplare cu comandă electromagnetică. Arborele longitudinal este compus din două piese pentru a îndeplini condițiile de zgomot și vibrații în funcționare precum și cele legate de testele de impact. Este prevăzut cu articulații, în partea centrală și în extremități, iar în parte centrală este fixat de caroserie.

Arbore longitudinal

    Cuplarea și decuplarea punții spate se realizează cu ajutorul unei unități de cuplare cu comandă electromagnetică. Aceasta este controlată de un calculator electronic, care comunică prin intermediulmagistralei CAN, cu calculatorul de injecție, calculatorul bord și calculatorul ESP/ABS. Pe baza informațiilor primite (cuplu motor, viteze roți, etc.), în modul AUTO al transmisiei, calculatorul EMCD decide procentul de cuplu transferat punții spate.

Dacia Duster - unitate de cuplare cu comandă electromagnetică

    Transferul cuplului se realizează prin intermediul unui ambreiaj multidisc cu frecare umedă. Sistemul este etanș, uleiul pentru ungere și răcire este specific dispozitivului, nu necesită operații de mentenanță și întreținere.

Dacia Duster – secțiune prin unitatea de cuplare cu comandă electromagnetică

1. ambreiaj multidisc principal2. camă3. placă de presiune4. armătură mobilă5. ambreiaj de comandă6. electromagnet7. bilă (forță de reacție)8. forță magnetică9. forța de atracție10. forță de cuplare

    Curentul aplicat electromagnetului (6) generează un câmp magnetic care atrage armătura mobilă (4) și comprimă ambreiajul de comandă (5). Cuplarea ambreiajului de comandă produce un cuplu care acționează asupra mecanismului cu bilă (7). Cama (2) se rotește și forțează bila (7) să se deplaseze radial și să împingă placa de presiune (3).

Detaliu sistem de comandă EMCD

    Cuplul este astfel transferat de la discurile conectate la arborele de intrare (carcasa) la discurile conectate la arborele de ieșire, proporțional cu curentul electric aplicat electromagnetului. Sistemul poate astfel controla cuplul motor transferat punții spate.

    Cu acest sistem de tracțiune integrală Dacia Duster are performațe remarcabile în ceea ce privește capacitatea de trecere și rularea pe teren accidentat. Sistemul este relativ simplu și eficient, fiind alegerea optimă pentru un automobil cu abilități „off-road” și performanțe de consum similare cu cele ale unui automobil destinat rulării pe șosea.

Automobilele cu tracțiune integrală AWD & 4WD (4x4)

    La un automobil, grupul moto-propulsor generează și transmite la roată o forță de tracțiune necesară deplasării automobilului. Motorul termic produce puterea necesară, iar transmisia o distribuie către roțile motoare. Nu toate punțile unui automobil sunt punți motoare, acestea pot fi și libere (trase).

Grupul moto-propulsor și sistemul de tracțiune 4Matic de la Mercedes S-Klasse

    Puntea motoare a unui automobil este cea care primește puterea generată de motor. Puntea care nu primește putere de la motorul termic se numește punte liberă.

    Din punct de vedere al tracțiunii/propulsiei, automobilele cu o singură punte motoare se numesc „automobile 4x2”, iar cele cu toate punțile motoare se numesc „automobile 4x4”.

Aceste notații sunt rezultatul formulei de calcul tipului tracțiunii:

2 · NumărulTotalDePunți x 2 · NumărulDePunțiMotoare

    Un automobil obișnuit are 2 punți, din care cel puțin una este motoare. Pentru o singură punte motoare formula de calcul a tipului de tracțiune este:

2 · 2 x 2 · 1 => 4 x 2

    Dacă automobilul este cu tracțiune integrală, deci ambele punți sunt motoare, atunci:

2 · 2 x 2 · 2 => 4 x 4

De exemplu un vehicul comercial de transport marfă poate avea 3 punți, din care 2 motoare. Acest vehicul va fi, din punct de vedere al tracțiunii, de tipul 6 x 4:

2 · 3 x 2 · 2 => 6 x 4

    Dacă un automobil are puntea motoare față atunci acesta se numește „automobil cu tracțiune”. Se utilizează termenul „tracțiune” deoarece automobilul este tras. În cazul în care puntea motoare este spate avem un „automobil cu propulsie” deoarece acesta este împins, propulsat. Termenul de „automobil cu tracțiune spate” nu este 100% corect, deoarece puntea spate fiind motoare automobilul este propulsat. De asemenea expresia „automobil cu tracțiune integrală” îmbină de fapt tracțiunea cu propulsia și definește un automobil cu toate punțile motoare.

Automobil cu tracțiune pe puntea față Automobil cu propulsie pe puntea spate

motor termicambreiajcutie de vitezediferențialtransmisie longitudinală (arbore cardanic)

Automobil cu tracțiune integrală

motor termicambreiajcutie de vitezediferențial spatetransmisie longitudinală punte spatecutie de transfer cu diferențial centraltransmisie longitudinală punte fațădiferențial față    La un automobil cu tracțiune integrală cuplul produs de motorul cu ardere internă este transmis către ambele punți, față și spate. Fiecare punte motoare trebuie să fie echipată cu un diferențial pentru a permite roților să aibă viteze diferite la efectuarea unui viraj. Pentru a înțelege cum funcționează un diferențial citiți articolul: Modul de funcționare al unui diferențial.

    În principiu există două tipuri distincte de automobile cu tracțiune integrală:

o automobilele cu tracțiune integrală permanentă (AWD)o automobilele cu tracțiune integrală temporară (4WD), clasicul 4x4

    O distingere forte clară între cele două sisteme nu se poate face deoarece majoritatea sistemelor moderne de tracțiune (AWD și 4WD) conțin control electronic. La bază, diferența între sistemele de tracțiune este dată în primul rând de modul cum se controlează transmiterea cuplului la roțile motoare.

Automobil cu tracțiune AWD Automobil cu tracțiune 4WD (4x4)

1. motor termic2. ambreiaj3. cutie de viteze4. diferențial5. arbore longitudinal (transmisie cardanică)6. cutie de transfer (cu diferențial central și opțional reductor)7. arbore longitudinal8. diferențial9. sistem de cuplare (electromecanic, electrohidraulic)

    Automobilele cu tracțiune integrală permanentă (AWD) sunt cele la care controlul transmiterii puterii la toate roțile motoare se face electronic, de către un modul electronic de comandă. În modul de funcționale nominal (AUTO), la aceste sisteme conducătorul auto nu decide dacă tracțiunea este doare pe o punte sau pe ambele. Sistemul de control electronic evaluează starea automobilului în funcție de anumiți parametrii (viteză de deplasare, accelerații, patinarea roților, etc.) și decide sau nu activarea tracțiunii integrale.

    De obicei automobilele cu sistem AWD, au tracțiunea pe puntea față și la nevoie modulul electronic de comandă cuplează și puntea spate.

Modul de funcționare al transmisiei AWD de la Dacia Duster

2WD - tracțiune doar pe puntea față (4x2 permanent)

LOCK - 4WD (4x4 permanent)

AUTO - AWD cu control electronic

    La automobilul Dacia Duster, în modul LOCK, modulul de control electronic al tracțiunii cuplează permanent puntea spate, cuplul motor furnizat de motor fiind distribuit 50:50 între cele două punți motoare.

    Cuplarea punții spate se face de obicei cu un dispozitiv cu ambreiaj multidisc, cu sistem de acționare:

o electrohidraulic (ex. VW Golf 4Motion)o electromecanic (ex. Dacia Duster cu tracțiune integrală)

 Grup moto-propulsor cu tracțiune integrală (punte spate cu cuplaj electrohidraulic Haldex)

Grup moto-propulsor cu tracțiune integrală (punte spate cu cuplaj electromecanic GKN)

    Există și automobile cu tracțiune integrală la care una dintre punți (de obicei puntea spate) se cuplează automat ca urmare a patinării punții motoare. Acestea sunt prevăzute cu un vâsco-cuplaj între punți, care cuplează mecanic puntea spate fără a fi comandate electronic. Un exemplu de automobil cu acest tip de tracțiune este Fiat Panda 4x4.

    Automobilele cu tracțiune integrală temporară (4WD) putem spune că sunt clasicele automobile de teren 4x4. La acest tip de tracțiune a doua punte motoare se cuplează manual, de către conducătorul auto. Lângă levierul cutie de viteze mai este prevăzut un levier care permite cuplarea punții față. De obicei aceste automobile au puntea motoare spate iar în modul 4x4 se cuplează și puntea față. Exemple pentru acest tip de automobile sunt: Lada Niva și clasicul ARO 4x4.

    La automobilele moderne de tipul 4WD cuplarea celei de-a doua punți motoare se face cu comandă electronică. Conducătorul auto are la dispoziție butoane pentru:

o modul 4x2 (2HI - high)o modul 4x4, fără amplificarea cuplului la reductor (4HI - high)o modul 4x4, cu amplificarea cuplului la reductor(4LO - low)

Comanda modului de tracțiune pentru un automobil 4WD

    Față de automobilele cu sistem de tracțiune AWD, automobilele 4WD (4x4) sunt prevăzute cu o cutie de transfer și un diferențial central. Mai mult, dacă este prevăzut și mod de tracțiune 4LO (low), cutia de transfer conține și un reductor care amplifică suplimentar cuplul venit de la cutia de viteze.

Grupul moto-propulsor și sistemul de tracțiune de la Jeep Wrangler

    De reținut că fiecare punte motoare trebuie să fie prevăzută cu un diferențial. Mai mult sistemele de tracțiune integrală 4x4 sunt prevăzute și cu diferențial central. În funcție de destinația automobilului (urban, mixt, off-road) diferențialele pot fi deschise sau blocabile (manual sau automat).

    Avantajul major al automobilelor cu tracțiune integrală este utilizarea aderenței tuturor roților automobilului. În cazul unui automobil 4x2 cuplul furnizat de motor este limitat de aderența roților motoare. Dacă suprafața de rulare are coeficient de frecare redus (pietriș, zăpadă, etc.) forța de tracțiune a celor două roți motoare s-ar putea să fie insuficientă pentru a propulsa automobilul.

Forța totală de tracțiune a unui automobil 4x2 și 4x4

    Fiecare roată motoare poate aplica o forță de tracțiune limitată de aderență. Acestă limită depinde de forța de apăsare a roții pe calea de rulare și de coeficientul de frecare dintre roată și cale. Chiar dacă motorul poate genera o forță de tracțiune mult mai mare, acesta nu se poate aplica deoarece se depășește limita de aderență și roata începe să patineze.

    Forța de tracțiune totală este suma forțelor de tracțiune de pe fiecare roată. La un automobil cu tracțiune integrală deoarece forța de tracțiune generată de motor este distribuită tuturor roților, fără să se depășească limita de aderență, capacitatea de tracțiune a automobilului va fi mărită. Astfel se exploatează complet performanțele dinamice ale motorul iar capacitatea de trecere a automobilului va fi îmbunătățită.

    Dezavantajul automobilelor cu tracțiune integrală constă în creșterea masei automobilului și scăderea randamentului total al transmisiei (datorită pierderilor mecanice adiționale). Din acest motiv automobilele care rulează cu toate roțile motoare vor avea un consum de combustibil mai mare, comparativ cu același automobil cu o singură punte motoare.

    Acest articol reprezintă o sinteză minimală a sistemelor de tracțiune ale automobilelor. Datorită dezvoltării rapide a sistemelor de control electronice este din ce în ce mai greu să se facă distincție între un automobil AWD și 4WD. Din acest motiv, fiecare tip de sistem de tracțiune va fi prezentat pe larg în articolele viitoare.

Modul de funcționare al unui diferențial    În momentul în care un automobil efectuează un viraj, roțile trebuie să parcurgă distanțe diferite. Pentru a reuși acest lucru, fiind atașate de automobil, acestea trebuie să se rotească cu viteze diferite. Astfel, la efectuarea unui viraj, roțile din interiorul virajului se rotesc cu viteze mai mici decât cele din exteriorul virajului.

Traiectoriile parcurse de roțile unui automobil în timpul unui viraj

    La o punte nemotoare, roțile fiind libere, nu este nici o problemă, acestea se pot rotii independent una față de cealaltă. În cazul în care puntea este motoare, trebuie să se asigure ca roțile pot primi cuplul motor de la aceeași sursa și în același timp, în viraje, să se rotească cu turații diferite.

 Diferențial deschis (angrenaj conic)

    Dispozitivul care permite transmiterea cuplului motor și rotirea roților cu turații diferite se numeștediferențial. Inventat de Pecquer în 1827, diferențialul modern și-a păstrat același principiul de funcționare, îmbunătățirile aduse fiind doar de ordin tehnologic (materiale, formă, dimensiuni).

Cutie de viteze și diferențial (angrenaj cilindric)

    Constructiv, diferențialul conține o carcasă cu un angrenaj principal (numit și raport principal sau transmisie principală), și un mecanism epicicloidal. Acest mecanism permite rotirea roților cu viteze diferite. Mecanismul epicicloidal conține două roți dințate planetare (pe capetele arborilor planetari) și două sau patru roți dințate sateliți.

Componentele diferențialului motor montat longitudinal (angrenaj conic)

1. arbore de ieșire din cutia de viteze2. arbori planetari (antrenează roțile automobilului)3. pinion transmisie principală (pinion de atac)4. coroană transmisie principală5. roți dințate planetare6. roți dințate sateliți7. carcasă diferențial

    Cuplul și turația este primită de la cutia de viteze prin intermediul arborelui (1). Pinionul diferențialului (3) angrenează cu coroana (4) și amplifică cuplul de ieșire din cutia de viteze, demultiplicând cu același raport turația arborilor planetari (2). Carcasa (7), pe care este fixată rigid coroana (4), antrenează roțile dințate satelit (6) care la rândul lor antrenează roțile dințate planetare (5). Când automobilul se deplasează în linie dreaptă tot ansamblul se rotește cu aceeași turație. În momentul în care automobilul efectuează un viraj, între roțile dințate satelit (6) și roțile dințate planetare (5) apare o mișcare relativă care permite rotirea cu turații diferite a celor doi arbori planetari (2).

Animație: Modul de funcționare al unui diferențial (angrenaj conic)Sursa: Geebee's Vector Animations

    În funcție de arhitectura grupului moto-propulsor diferențialul poate fi montat în aceeași carcasă cu cutia de viteze sau separat. De asemenea tipul arhitecturii definește și tipul angrenajului principal al diferențialului care poate fi conic sau cilindric.

o motor montat transversal pe aceeași punte cu cutia de viteze: transmisia principală este cu angrenaj cilindric

o motor montat longitudinal pe aceeași punte cu cutia de viteze sau motor montat pe punte diferită față de puntea motoare: transmisia principală este cu angrenaj conic

    Acest tip de diferențial, numit și diferențial deschis, are dezavantajul ca transmite cuplu egal pe cele două roți. În cazul în care ambele roți au aderență (rulează pe asfalt) cuplul de ieșire din cutia de viteze este divizat egal între cele două roți motoare. În cazul în care una din cele două roți rulează pe o suprafață cu aderență scăzută (ghiață, zăpadă, nisip) cuplul primit va fi mic (deoarece depășește pragul de aderență) și va fi transmis și roții care rulează pe o suprafață cu aderență mare.

Arhitectură motor montat longitudinal pe puntea față cu puntea motoare spate

1. motor termic2. cutia de viteze3. diferențial4. roată motoare

    Datorită acestui dezavantaj al diferențialului deschis, în cazul în care una din roți pierde aderența, cuplul  primit de roata cu aderență va fi același (redus). În aceste situații se poate întâmpla ca automobilul să nu se poată  deplasa deoarece roțile motoare nu primesc cuplu suficient. Mai mult, dacă una din roți (cea cu aderență) va sta pe loc, cealaltă roată (fără aderență) se va roti cu dublul turației de intrare (turația carcasei).

    Diferențialele autoblocabile, cele cu control electronic sau sistemele de siguranță activă ale automobilului pot elimina acest dezavantaj, dar despre acestea, pe larg, vom discuta într-un articol viitor.

TRANSMISIA CARDANICA

CUPRINS:

1. CONSTRUCTIE SI FUNCTIONARE

1.1. Rol, conditii, clasificare

1.2. Constructia transmisiei cardanice

2.CINEMATICA TRANSMISIEI CARDANICE

2.1.Cinematica articulatiei cardanice

2.2.Cinematica transmisiei cardanice

3. CALCULUL TRANSMISIEI CARDANICE

3.1.Determinarea momentului de calcul

3.2.Calculul articulatiei cardanice

3.3. Calculul arborilor cardanici

Capitolul 1. CONSTRUCTIE SI FUNCTIONARE

1.1. Rol, conditii, clasificare

Transmisia cardanica este o componenta independenta a transmisiei automobilului cu rolul de a

transmite prin miscari de rotatie momentul motor, fara a-l modifica, intre ansambluri ale

transmisiei, dispuse la distanta, in planuri diferite si cu pozitie relativa cel mai adesea variabila.

Deoarece arborii care compun transmisia cardanica sunt dispusi frecvent intr-un plan

longitudinal, transmisia cardanica este prezentata si sub denumirea de transmisie longitudinala.

Denumirea de transmisie cardanica este justificata de faptul ca articulatia care intra in

compunerea sa este articulatia cardanica.

Transmisia cardanica se intalneste la automobilele organizate dupa solutia “clasica”, la

automobilele cu mai multe punti motoare, in general la automobilele la care exista o distanta

intre motor si/sau SV si puntea motoare.

In figura 1.1 este prezentata compunerea transmisiei cardanice. Intre arborele secundar 4 al SV 5

(arbore conducator) si arborele pinionului de atac 8 (arbore condus), arbori cu axele dispuse in

plane diferite, este montat arborele cardanic 3 cu unghiurile γ fata de axele celor doi arbori.

Unghiul γ este variabil, deoarece in timpul deplasarii automobilului distanta dintre cei doi arbori

variaza in functie de incarcatura utila, rigiditatea suspensiei 7 si denivelarile drumului. Pentru a

compensa variatiile unghiulare, arborele cardanic este prevazut cu articulatiile cardanice 1 si 2,

iar pentru a compensa variatia distantei dintre arborii conducator si condus, este prevazut cu

cuplajul de compensare axiala 9.

Fig.1.1.Compunerea transmisiei cardanice

Conditiile impuse transmisiei cardanice sunt:

- sa asigure sincronismul miscarii arborilor cuplati indiferent de unghiurile dintre axele lor;

- sa asigure compensarile unghiulare si axiale necesare;

- sa realizeze amortizarea vibratiilor si atenuarea socurilor torsionale;

- sa fie bine echilibrata dinamic si sa nu atinga turatia critica corespunzatoare regimului de

rezonanta;

- sa aiba durabilitate mare si randament ridicat;

- montarea si demontarea sa fie usoare, iar intretinerea cat mai redusa;

- constructia si tehnologia sa fie simple si economice.

Pentru a indeplini aceste conditii, in compunerea TC intra si alte tipuri de cuplaje si de articulatii.

Clasificarea transmisiilor cardanice se face dupa urmatoarele criterii:

1. Dupa legea de transmitere a miscarii, TC pot fi:

- asicrone, la care raportul de transmitere este o marime periodica, avand valoarea medie egala

cu unu;

- sincrone (homocinetice), la care raportul de transmitere este constant si egal cu unu;

2. Dupa modul de constructie, TC pot fi:

- deschise;

- inchise, la care arborii cardanici sunt dispusi intr-un tub central sau intr-un carter;

3. Dupa numarul articulatiilor cardanice se disting: TC monocardanice, bicardanice, tricardanice

etc.

1.2. Constructia transmisiei cardanice

1.2.1. Scheme de transmisii cardanice

In figura 1.2 sunt prezentate scheme de transmisii cardanice folosite la automobilele 4×2.

Fig.1.2.Scheme de transmisii cardanice utilizate la automobilele 4×4:

a.transmisie momocardanica cu tub central;

b.transmisie bicardanica cu un singur arbore cardanic;

c.transmisie tricardanica cu doi arbori cardanici si palier intermediar elastic folosita la

automobile cu ampatament marit;

d.transmisie cu 4 articulatii cardanice, doi arbori si palier intermediar rigid folosita la

autocamioane.

In figura 1.3 se prezinta schema unei transmisii cardanice pentru un automobil 4×4 si RD montat

pe cadru separat de SV. Transmisia are trei arbori: 1 intre SV si RD; 2 intre RD si puntea

motoare din spate; 3 intre RD si puntea motoare din fata.

Fig.1.3.Schema transmisiei cardanice la automobilele 4×4: 1-arbore cardanic intermediar; 2-

arbore cardanic pentru puntea din spate; 3-arbore cardanic pentru puntea din fata; 4-articulatii

cardanice; 5-reductor-distribuitor.

In figura 1.4 se prezinta schemele unor transmisii cardanice folosite la automobile 6×4.

Fig.1.4.Scheme de transmisii cardanice folosite la automobilele 6×4:a-fara RD si cu arbori

dispusi in serie; b-cu RD si arbori dispusi in serie; c-cu RD si arbori dispusi in paralel; 1-cutie de

viteze; 2-reductor-distribuitor; 3 si 4-punti motoare; 5-articulatii cardanice; 6-arbori cardanici.

In figura 4.5 se prezinta scheme de transmisii cardanice utilizate la automobile 6×6, cu arborii

pentru puntile motoare din spate in serie sau in paralel.

Fig.1.5.Scheme de transmisii cardanice folosite la automobile 6×6: 1-cutie de viteze; 2-reductor-

distribuitor; 3,4,5-punti motoare; 6-articulatii cardanice.

1.2.2.Constructia articulatiei cardanice

Cea mai folosita articulatie cardanica pentru TC este articulatia cardanica asincronica rigida de

tip deschis. Constructia sa este prezentata in figura 1.6. Este alcatuita din crucea cardanica 2 cu

brate egale si perpendiculare si din doua furci cardanice 1 si 3 dispuse in plane perpendiculare.

Furcile pot fi cu flansa (furca 1) sau cu corp cilindric pentru asamblarea prin sudura cu arborele

tubular (furca 3). Lagarele dintre bratele furcilor si fusurile crucii sunt lagare de rostogolire si

sunt asigurate de rulmenti cu ace de constructie speciala. Acestia au urmatoarele particularitati

constructive:

-au numai inel exterior infundat la un capat 10 (in forma de pahar);

-rolele ac, fara separator, ruleaza direct pe fusul crucii, sunt montate in alezajul inelului pe pat de

vaselina si mentinute usor prin sprijinirea pe manseta de etansare, iar centrarea pe un sant

prelucrat pe fundul inelului;

-inelul rulmentului este usor presat in bratul furcii si este asigurat radial prin siguranta elastica

interioara 13 (fig.4.6.b), prin siguranta elastica exterioara 14 (fig.4.6.c), sau prin placa de

inchidere 8 fixata pe bratul furcii cu suruburile 11. Solutia se aplica la autocamioane unde

dimensiunile furcilor permit aceasta asamblare si prezinta avantajul ca asigura o etansare mai

buna imbinarii presate dintre rulment si furca. Ungerea rulmentilor se face cu niplul de ungere 4.

Pentru siguranta etansarii se foloseste un inel suplimentar de etansare montat pe fucul crucii.

Fig.1.6.Constructia articulatiei cardanice de tip deschis

Vaselina este dirijata spre lagarele articulatiei prin canalele din corpul crucii, asa cum se vede in

figura 1.7. Completarea cu vaselina se face in cadrul intretinerilor periodice pana cand iese

vaselina pe la baza rulmentului prin dispozitivul de etansare.

Fig.1.7.Ungerea si etansarea articulatiei cardanice

Durata de viata a articulatiei este determinata in mare masura de asigurarea unei bune etansari a

lagarelor cu rulmenti. Solutii pentru asigurarea etansarii sunt prezentate in figurile 1.7 si 1.8.

(descrierea solutiilor). Intotdeauna baza fusului crucii cardanice are prelucrata o suprafata

cilindrica sau conica pe care ruleaza manseta de etansare, iar uneori pentru marirea sigurantei

dispozitivului de etansare pe baza fusului, in continuare se preseaza un inel de protectia din tabla

(inel deflector). Dispozitivul de etansare este inclus, cel mai adesea, in rulmentul cu ace al

articulatiei (figurile b,c si d), sau menseta de etansare este presata pe baza fusului crucii (figura

a).

Fig.1.8.Sisteme de etansare folosite la articulatiile cardanice

Pentru a compensa deformatiile elastice ale sistemului inel exterior- rola ac-fus, fusurile crucii se

prelucreaza cu o usoara conicitate de 0,1….0,5% din diametrul mediu, asigurandu-se astfel o

geometrie corecta rulmentului.

Cand compensarile unghiulare sunt mici se folosesc articulatii cardanice asincrone elastice, care

se monteaza spre SV si au in plus rolul de a micsora sarcinile dinamice la torsiune. Constructia

unei astfel de articulatii este prezentata in figura 1.9. Ea este compusa din furcile 2 si 4 cu cate

trei brate dispuse la 120º unul fata de altul, fixate cu suruburile 6 de discul elastic din cauciuc 3.

Furcile sunt montate pe arborele 1 cu pana dreapta si pe con, respectiv pe arborele 5 prin

caneluri. Deformariile discului elastic permit compensari unghiulare de 3…..5º intre arbori. O

astfel de articulatie este de fapt un cuplaj elastic.

Fig.1.9.Constructia articulatiei cardanice elastice

Pentru a usura montarea, dar mai ales demontarea crucii cardanice bratele furcilor corp comun cu

rulmentii sunt demontabile, se monteaza pe corpurile furcilor cu suruburi, iar momentul se

transmite printr-un sistem de pene frontale, asa cum se vede in figura 1.10. Solutia se aplica la

TC ale autocamioanelor unde momentele sunt mari, iar dimensiunile articulatiei permit montarea

cu suruburi.

Fig.1.10.Articulatie cardanica cu bratele furcilor demantabile: a-vederi plane; b-vedere in spatiu

1.2.3.Constructia si dispunerea cuplajelor de compensare axiala

Cuplajele de compensare axiala sunt cuplaje canelate cu deplasare axiala . Ele sunt montate al

capatul cel mai protejat de murdarie si umezeala al arborelui si trebuie sa introduca forte axiale

de frecare cat mai mici in arbore. Pentru indeplinirea acestei conditii cuplajul de compensare

axiala este prevazut cu un sistem de ungere si de etansare cat mai eficient.

Observatii:

1. Cuplajul nu se amplaseaza spre mijlocul arborelui pentru a nu-i mari sageata;

2. Daca cuplajul este orientat spre fata, arborele cardanic trebuie asigurat cu un suport

transversal, pentru ca in caz de rupere sa nu se infiga in drum si sa produca rasturnarea

automobilului;

3. Separarea cuplajului de arbore constitue un avantaj, deoarece arborele va fi tubular pe toate

lungimea sa si deci mai usor de echilibrat.

Variante constructive ale acestui cuplaj cand acesta este dispus pe arborele cardanic fractionat si

cu lungime variabila, sunt prezentate in figura 1.11. In fig.a. etansarea se face cu garnitura si

piulita olandeza 6, in fig.b.etansarea se face cu garnitura 1 montata intr-un manson si cu

burduful 2, iar in fig.c. etansarea se face cu garniturile 1,3 si 4 si cu tubul telescopic suplimentar

7. Formarea pernelor de aer in timpul deplasarilor axiale se evita prin orificiul de aerisire 5.

Ungerea se face prin niplul 4 (figura a).

Fig.1.11.Constructia cuplajului de compensare axiala dispus pe arborele cardanic cu lungime

variabila (din doua bucati)

Solutii foarte eficiente pentru ungerea si etansarea cuplajului de compensare axiala, dar si pentru

omogenizarea sectiunii transversale a arborelui cardanic, sunt prezentate in figura 1.12. In fig.a.

cuplajul este dispus in dreptul palierului intermediar, iar arborele nu mai trebuie asigurat. In

fig.b. cuplajul este dispus in capacul posterior alungit al SV; se obtine astfel o ungere eficienta si

o foarte buna protectie. In figurile din mijloc sunt prezentate detalii privind etansarea crucii

cardanice, cu mansetele de etansare montate pe inelele rulmentilor cu ace si suprafetele cilindrice

de rulare a mansetelor dispuse in continuarea fusului crucii cardanice.

Fig.1.12.Solutii de dispunere a cuplajului de compensare axiala: a-in dreptul palierului

intermediar; b-in capacul din spate al SV.

Pentru a micsora frecarile din cuplajul de compensare axiala, frecarea de alunecare se inlocuieste

cu frecare de rostogolire, asa cum se vede din figura 1.13. Rolul canelurilor este preluat de patru

siruri de role cilindrice 1, care ruleaza in cai prelucrate in semiarborele exterior si in

semiarborele interior, ambele avand o sectiune aproximativ patrata.

Sunt constructii care folosesc pentru reducerea frecarii bile sau bolturi.

Fig.1.13.Cuplaj de compensare axiala cu frecare de rostogolire

1.2.4.Constructia palierului intermediar

Palierul intermediar se foloseste cand TC are doi arbori (ampatament marit al

automobilului), iar intre ei se monteaza o articulatie cardanica care nu poate prelua forte

transversale. El consta dintr-un lagar care monteaza pe cadru sau pe caroseria autoportanta, in

zona articulatiei cardanice centrale pentru a o sustine.

In figura 1.14. se prezinta constructia pentru palierul intermediar in varianta elastica (a) si

varianta rigida (b). Prima se foloseste la automobile usoare (autoturisme sau autoutilitare), iar a

doua la autocamioane grele.

Fig.1.14.Constructia palierului intermediar

1.2.5.Constructia arborilor cardanici

Arborii cardanici fac legatura intre doua articulatii cardanice sau intre o articulatie si una

dintre componentele transmisiei si au rolul de a transmite la distanta momentul motor.

Un arbore cardanic este compus dintr-o parte centrala de sectiune circulara, care

formeaza arborele propriuzis si piese de legatura pentru prinderea articulatiilor. Partea centrala

poate fi plina (in zona cuplajului de compensare axiala) sau tubulara. Aceasta prezinta avantajul

ca este mai rigida si permite marirea turatiei de functionare.

Daca cuplajul de compensare axiala este dispus pe arbore, acesta are lungime variabila si

sectiune neomogena (tubulara in zona centrala si plina spre capat in zona cuplajului), iar daca

cuplajul este separat de arbore, arborele are lungime constanta si sectiune tubulara pe toata

lungimea sa. In figura 1.14 se prezinta arbori cardanici cu lungime constanta, iar in figura 1.15 se

prezinta arbori cardanici cu lungime variabila.

Fig.1.14.Arbori cardanici cu lungime constanta: a-cu sectiune tubulara constanta; b-cu sectiune

tubulara variabila (cilindru la mijloc, trunchiuri de con spre capete)

Fig.1.15.Constructia arborilor cardanici cu lungime variabila (telescopici): a-sectiune constanta

pentru partea tubulara; b-sectiune variabila pentru partea tubulara; c-cu furcile de la capete

montate prin flansa cu suruburi pe arborele propriuzis; d-semiarborele cu canelura exterioara

sudat de furca.

Folosirea arborilor cardanici cu lungime constanta este avantajoasa deoarece echilibrarea

este mai usoara si pot functiona la turatii mai mari. Sunt TC care folosesc numai arbori cardanici

de lungime constanta daca se adopta constructii speciale pentru cuplajul de compensare axiala si

palierul intermediar; o astfel de solutie este prezentata in figura 1.16.

Fig.1.16.TC cu arbori de lungime constanta: 1-articulatie cardanica elastica; 2-arbore cardanic

scurt; 3-palier intermediar elastic; 4-articulatie cardanica; 5-arbore cardanic lung; 6-suruburi

pentru montarea traversei suport a palierului intermediar; 7-traversa suport.

Dupa montarea arborelui cardanic, ansamblul se supune unei echilibrari dinamice, mai

intai la o turatie joasa, intre 600 si 1000 rot/min, urmata de o verificare la turatia nominala.

Echilibrarea se realizeaza cu adaosuri de material prin sudarea unor placute pe arbore. In scopul

eliminarii necesitatii reechilibrarii dupa demontarile din exploatare a arborilor telescopici, intre

cei doi semiarbori se marcheaza pozitia de la prima echilibrare. Ca valori admisibile pentru

dezechilibrarea remanenta permanenta se recomanda valorile:

- 10…..15 g∙cm pentru autoturisme;

- 50 g.cm pentru autocamioane mijlocii;

- 75 g.cm pentru autocamioane grele.

Observatie:

Pentru a realiza o echilibrare buna, lungimea arborilor cardanici se limiteaza la 1,8…..2,0

m (dupa unii constructori la 1,5m).

O solutie constructiva moderna este realizarea arborilor cardanici din materiale

compozite care prezinta urmatoarele avantaje:

- rezistenta la torsiune dubla in comparatie cu cei obtinuti din oteluri uzuale la aceleasi

dimensiuni;

- rigiditatea poate sa depaseasca de 2,5 ori pe cea a otelurilor si aliajelor din aluminiu;

- capacitate de amortizare interna;

- rezistenta la oboseala si la coroziune.

Un model experimental de arbore cardanic a fost proiectat si executat din rasini armate cu fibre

de carbon pentru un autoturism FORD Cortina. Arborele din otel cantarea 10,2 kg, iar cel din

materiale compozite numai 4,5 kg, din care 3,3 kg erau mufele de legatura de la capete.

Inlocuirea cu un material similar si a articulatiei cardanice a redus greutatea cu inca 1,3 kg.

In figura 1.17 se prezinta constructia arborilor cardanici din materiale compozite, iar in tabelul

1.1 caracteristicile transmisiilor cardanice din astfel de materiale.

Fig.1.17.Constructia arborilor cardanici din materiale compozite

1.2.6.Constructii de transmisiil cardanice folosite pe automobile

Dintre transmisiile cardanice mai deosebite folosite pe automobile se remarca cele de pe

autobuze.

In figura 1.18 se prezinta TC folosita pe autobuzul 112 UD.

In figura 1.19 se prezinta TC folosita pe autobuzul Skoda SM11.

In figura 1.20.a se prezinta TC de pe autobuzul Saviem SC 10, iar in figura 1.20.b

cuplajul elastic al acestei transmisii.

Fig.1.18.Transmisie cardanica de autobuz (112UD)

Fig.1.19.Transmisie cardanica pentru autobuz cu transmisie automata 5 montata separat de motor

(SM 11)

a.

b.

Fig.1.20.Transmisie cardanica pentru autobuz cu motor in fata, punte motoare spate si transmisie

semiautomata (ambreiaj centrifugal + SV planetar) montata central separat de motor: a-

transmisia cardanica propriuzisa; b-cuplajul elastic montat pe volant.

Capitolul 2.CINEMATICA TRANSMISIEI CARDANICE

2.1.Cinematica articulatiei cardanice

G.Cardano (1501—1576) a utilizat la suspensia busolei marine un mecanism care

permitea mentinerea pozitiei orizontale, independent de oscilatiile navei, denumit mai tarziu

suspensie cardanica.

R.Hooke (1635—1703) a brevetat un dispozitiv pentru transmiterea miscarii de rotatie

intre doi arbori cu axe concurente.

L.Renault in 1898 a folosit cuplajul cardanic in componenta TC la automobile.

Schema structurala si schema cinematica a articulatiei cardanice sunt prezentate in figura

2.1.

In timpul rotirii arborelui conducator 1, bratul A0 A0' descrie traectoria 3, dispusa intr-un

plan perpendicular pe arborele 1, iar bratul B0Bo' al arborelui condus 2, dispus inclinat fata de

arborele 1 cu unghiul γ12, descrie traectoria 4, aflata intr-un plan inclinat cu unghiul γ12 fata de

planul traectoriei 3. Cele doua brate definesc crucea cardanica cu brate egale si perpendiculare.

Prin rotirea arborelui 1 cu unghiul ϕ1 , punctul A0 ajunge in A, deplasandu-se pe un arc

de cerc, iar puctul B0 ajunge in B, arborele condus 2 rotindu-se cu unghiul ϕ2 . Intre deplasarile

unghiulare a celor doi arbori exista relatia:

tg ϕ1=tg ϕ2⋅cosγ (2.1)

Din aceasta relatie se vede ca in cazul deplasarii unghiulare uniforme a arborelui conducator 1,

arborele condus 2 va avea deplsari unghiulare neuniforme. Asincronismul miscarii furcilor

articulatiei cardanice poate fi apreciat prin raportul de transmitere al vitezelor unghiulare ale

celor doi arbori.

Fig.2.1.Schema structurala (a) si schema cinematica (b) a articulatiei cardanice

Diferentiind relatia (2.1) se obtine:

dϕ1

cos2ϕ1

=dϕ2

cos2ϕ2

⋅cosγ (2.2)

Impartind ambii membri cu dt si tinand cont de definitia vitezelor unghiulare, din relatia (2.2) se

obtine:

ic=ω1

ω2

=dϕ1

dϕ2

=cos2ϕ1⋅cosγ

cos2ϕ2 (2.3)

Eliminand pe cos ϕ2 cu relatia (2.1) se obtine:

ic=ω1

ω2

=1−cos2ϕ1⋅sin2γ

cos γ (2.4)

Din relatia (2.4), la rotirea partii conducatoare se obtin urmatoarele valori extreme:

-pentru ϕ1=0 ; π ;2 π .. ..⇒cos2ϕ1=1⇒ icmin=cosγ≤1

-pentru ϕ1=

π2;3 π2

. .. ..⇒ cos2 ϕ1=0⇒ic max=1

cos γ≥1

In consecinta, raportul de transmitere cinematic al articulatiei cardanice variaza intre limitele de

mai sus, limite care sunt cu atat mai apropiate una de alta si ambele apropiate de valoarea unu, cu

cat unghiul dintre cei doi arbori este mai mic. La o rotatie completa a arborelui conducator 1,

raportul de transmitere atinge de doua ori valoarea minima si de doua ori valoarea maxima, deci

arborele condus 2 ramane de doua ori in urma arborelui conducator si il intrece de doua ori.

Pentru aprecierea asincronismului vitezelor unghiulare ale elementului conducator si condus,

pentru articulatia cardanica, se utilizeaza marimile:

- coeficientul de asincronism

U=icmax−ic min=tg γ⋅sin γ (2.5)

- decalajul unghiular maxim

(Δϕ )max=(ϕ1−ϕ2 )max=arctg(± 1−cos γ

2⋅√cos γ ) (2.6)

In figura 2.2 sunt prezentate variatiile acestor coeficienti pentru cazul

unui cuplaj cardanic cu unghiul dintre arbori de 50º, cand arborele conducator se roteste cu 180º.

Asincronismul are drept consecinta aparitia unor vibratii, functionarea zgomotoasa,

scaderea randamentului si a durabilitatii transmisiei.

Fig.2.2.Variatiile coeficientilor pentru aprecierea asincronismului

2.2.Cinematica transmisiei cardanice

Pentru a se obtine sincronismul miscarii trebuiesc indeplinite conditiile:

1.transmisia trebuie sa fie bicardanica, adica un arbore trebuie sa aiba cate o articulatie

cardanica la fiecare capat;

2.furcile de capat ale arborelui sa fie in acelasi plan;

3.aplicand relatia (2.1) pentru fiecare articulatie cardanica se obtine:

γ 1=γ 2=γ (2.7)

adica unghiurile de asezare ale arborilor cardanici trebuie sa fie egale.

Asezarea arborilor cardanici poate fi in “Z” sau in “M”, asa cum se vede din figura 2.3.

Fig.2.3.Asezarea arborilor cardanici: a-in “Z”; b-in “M”

TC se obtin prin inserierea mai multor elemente, asa cum se vede din figura 2.4.(a.TC cu doua

articulatii cardanice si un singur arbore; b.TC cu 4 articulatii, 2 arbori, un palier intermediar rigid

si montaj in “Z”; c.TC cu 3 articulatii, 2 arbori, un palier intermediar si montaj mixt).

Fig.2.4.Scheme de inseriere si de montaj pentru componentele TC

Capitolul 3. CALCULUL TRANSMISIEI CARDANICE

Calculul transmisiei cardanice cuprinde determinarea momentului de calcul si calculul de

rezistenta al articulatiilor si arborilor cardanici.

3.1.Determinarea momentului de calcul

Momentul de calcul notat cu Mc se determina in doua moduri:

- cand motorul functioneaza in regim de moment maxim, iar SV este cuplat in treapta

intai:

M c=Mmax⋅iSV 1 (3.1)

- in cazulul automobilelor cu mai multe punti motoare, cand nu se cunoaste distributia

momentului motor la arborii cardanici dispusi dupa reductorul distribuitor, momentul de calcul

se determina in functie de conditia de aderenta la rotile motoare:

M c=

Zm⋅ϕ⋅rdi0 (3.2)

Unde:Zm este reactiunea normala dinanica la puntea motoare; φ este coeficientul de aderenta

(pentru calcule uzuale φ = 0,7…..0,8); rd este raza dinamica a rotii motoare; i0 este raportul de

transmitere al transmisiei principale.

Pentru acelasi automobil se considera valoarea cea mai mare a

momentului de calcul, deoarece nu se accepta ca, pe acelasi automobil, sa se foloseasca

articulatii cardanice de dimensiuni diferite.

3.2.Calculul articulatiei cardanice

a) Calculul furcii cardanice

Furca cardanica este solicitata de forta F (actioneaza in punctul B si este perpendiculara pe

planul furcii). Sectiunea periculoasa A-A, de incastrare cu butucul, este solicitata la incovoiere si

la torsiune. Schema de calcul este prezentata in figura 3.1.

Fig.3.1. Schema de calcul a furcii cardanice

F=M c

2⋅R (3.3)

unde R este raza medie la care actioneaza forta F si se adopta constructiv.

Tensiunea la incovoiere in sectiunea A-A este:

σ i=M i

W i

=F⋅lW i (3.4)

unde W i=

b⋅h2

6 pentru sectiunea dreptunghiulara si W i=

b⋅h2

10 pentru sectiunea eliptica.

Tensiunea la torsiune este:

τ t=M t

W t

=F⋅l1W t (3.5)

unde W t=α⋅b2⋅h pentru sectiunea dreptunghiulara si W t=

π⋅b2⋅h16

≃0,2⋅b2⋅h pentru

sectiunea eliptica. Coeficientul α depinde de raportul h/b si se adopta din tabelul 3.1.

Tabelul 3.1. Valorile coeficientului α

1 1,2 1,5 1,75 2 2,5 3 4 5 6 8 10

α 0,200 0,208 0,231 0,239 0,246 0,258 0,267 0,282 0,291 0,299 0,307 0,312

In tabelul 3.2 se dau principalele dimensiuni ale furcilor cardanice in functie de

momentul maxim transmis.

Tabelul 3.2 Principalele dimensiuni ale furcilor cardanice in functie de momentul maxim

transmis

Furcile cardanice se executa din oteluri cu continut mediu de carbon, 0,35…..0,45%, sau

din oteluri de imbunatatire slab aliate. Dupa calire si revenire, duritatea furcilor variaza intre

197…..300 HB in functie de tipul automobilului.

b) Calculul crucii cardanice

Crucea cardanica este supusa solicitarilor de

incovoiere, forfecare si strivire de catre forta F1 (figura

3.2). Asupra fusurilor crucii actioneaza doua cupluri ale

fortelor F1, unul din partea arborelui conducator, iar al

doilea din partea arborelui condus.

Fig. 3.2. Schema de calcul a crucii cardanice

Forta F1 se calculeaza cu relatia:

F1=F

cos γ

(3.6)

unde γ este unghiul maxim dintre axele arborilor.

Tensiunea la incovoiere, in sectiunea A-A, se calculeaza cu relatia:

σ i=M i

W i

=F1⋅(h1−

L2 )

0,1⋅d13

(3.7)

Tensiunea la forfecare la baza fusului se determina cu relatia:

τ f=4⋅F '

π⋅d2 (3.8)

unde F’ se calculeaza cu relatia:

F '=M c

2⋅(R−0,5⋅h )⋅cosγ (3.9)

Verificarea la strivire se face determinand presiunea specifica pe fusul

crucii, sub actiunea fortei F1 , cu relatia:

σ s=F1

d⋅h (3.10)

In tabelul 3.3 se dau principalele dimensiuni ale crucilor cardanice in

functie de momentul maxim transmis.

Tabelul 3.3 Principalele dimensiuni ale crucilor cardanice functie de momentul maxim transmis

Crucile cardanice se executa din oteluri aliate de cementare, elemental principal de aliere

fiind cromul. Cementarea se face pe o adancime de 0,7…..1,5 mm, iar duritatea variaza intre 56

si 65 HRC.

c) Alegerea rulmentilor cu ace

Rulmentii cu ace folositi la articulatiile cardanice se caracterizeaza

printr-o miscare oscilatorie. Ei se aleg cunoscand diametrul fusului crucii cardanice si tinand

cont de capacitatea portanta dinamica care se calculeaza cu relatia:

C=α⋅f⋅K⋅S [daN] (3.11)

Unde: α este un coeficient ce tine cont de caracterul rotatiei. Pentru rulmentii cu inel exterior

forjat, α=0,66 in cazul rotatiei continue si α=0,6 in cazul rotatiei oscilatorii;

f este coeficientul ce tine cont de conditiile de incarcare si de functionare. Pentru sarcina

variabila, se recomanda f = 0,7;

K este sarcina specifica in [daN/cm2] si se adopta in functie de durabilitatea necesara in

[h], de viteza periferica in [m/s] din calea de rulare a inelului interior, sau mai simplu in functie

de produsul dintre turatia echivalenta ne in rot/min si diametrul caii de rulare in mm, din figura

3.3.

Fig.3.3. Sarcina specifica K in functie de durablitate si de produsul nd

Pentru miscarea de rotatie oscilatorie, turatia echivalenta se determina cu relatia:

ne=n⋅γ90 (3.12)

unde n este turatia arborelui cardanic in [rot/min]; γ este unghiul dintre arbori in grade.

S este suprafata echivalenta si se calculeaza cu relatia:

S= l⋅d100 [cm2] (3.13)

unde l este lungimea acului (fusului crucii) in mm.

Valorile lui K determinate cu ajutorul diagramei din figura 3.3 corespund unei duritati HRC =

60. Daca duritatea este mai redusa, valoarea lui K trebuie corectata cu relatia K ’=υK, valorile

coeficientului υ fiind date in figura 3.4 (curba 2 pentru rulmentii cu inel exterior forjat, curba 1

pentru ceilalti rulmenti cu ace).

Pentru valorile extreme ale diametrului caii de rulare d si

ale turatiei n, valorile teoretice de calcul determinate cu

relatia (3.11) nu corespund sarcinilor admisibile reale, mai

ales in cazul turatiilor mici. De aceea se recomanda ca,

pentru rulmentii cu inel exterior forjat valorile sarcinii

specifice sa nu depaseasca valoarea Kmax=500 daN/cm2 .

Fig.3.4. Coeficientul υ de influenta a duritatii asupra

sarcinii specifice K

Daca se foloseste drept criteriu pentru alegerea rulmentilor

capacitatea portanta statica, aceasta se determina cu

relatia:

C0=0 ,66⋅K0⋅S , unde K0=1650 daN/cm2 (3.14)

3.3. Calculul arborilor cardanici

Arborele cardanic se predimensioneaza din conditia de rezistenta la

solicitarea de torsiune sub actiunea momentului de calcul, apoi se verifica deformatia la torsiune

si turatia critica.

a) Calculul arborelui la solicitarea de torsiune

Tensiunea la torsiune se determina pentru zonele in care modulul de rezistenta polar este

minim cu relatiile:

- pentru arborele cu sectiune circulara plina:

τ t=M c

W t

=M c

0,2⋅D3 (3.15)

- pentru arborele cu sectiune tubulara:

τ t=M c

W t

=16⋅D⋅M c

π⋅(D4−d4 ) (3.16)

unde : D este diametrul exterior al arborelui; d este diametrul interior al arborelui.

Tensiunea admisibila la torsiune se determina adoptand un coeficient de siguranta de 3…..3,5

fata de limita de curgere.

Calculul de rezistenta al cuplajului de compensare axiala se face conform STAS 1767-68,

pentru caneluri dreptunghiulare sau in evolventa.

Partea tubulara a arborelui se executa din teava din otel trasa la rece fara sudura, din

teava din otel sudata electric cap la cap prin rezistenta sau din teava din otel trasa la rece si

sudata electric cap la cap prin rezistenta.

In tabelele 3.4 si 3.5 sunt date caracteristicile mecanice ale otelurilor, respectiv

dimensiunile recomandate pentru tevile partii tubulare ale arborilor cardanici.

Tabelul 4.4. Caracteristicile mecanice ale otelurilor pentru tevile arborilor

Tabelul 4.5. Dimensiunile recomandate pentru tevile arborilor

b) Verificarea deformatiei la rasucire

Unghiul de rasucire, exprimat in grade, se determina cu relatia:

θ=

M c⋅LG⋅I p

⋅180π (3.17)

Unde: Mc este momentul de calcul; L este lungimea arborelui cardanic; G este modulul de

elasticitate transversal; Ip este momentul de inertie polar al arborelui (I p=

π⋅D4

32 pentru arborele

cu sectiune circulara plina si I p=

π⋅( D4−d 4 )32 pentru cel cu sectiune tubulara).

Deformatia admisibila la rasucire este de 7…..8º.

c) Verificarea la turatie critica

Datorita neuniformitatii materialului in lungul arborelui si inexactitatii la montaj, in

arborii cardanici apar forte centrifuge insemnate care produc deformatii la incovoiere,

amplificand efectele fortelor centrifuge. Daca frecventa oscilatiilor de incovoiere determinate de

forta centrifuga se suprapune peste frecventa proprie de oscilatie a arborelui, apare rezonanta si

transmisia cardanica se poate distruge. Verificarea arborelui cardanic la turatia critica de

functionare (adica determinarea turatiei maxime pe care o poate suporta fara sa apara fenomenul

de rezonanta al vibratiilor de incovoiere) este necesara deoarece la automobilele moderne turatia

de functionare este mare.

Daca centrul de masa al arborelui este deplasat fata de axa de rotatie cu distanta e, forta

centrifuga care provoaca invovoierea arborelui cu sageata f va fi:

Fc=m⋅(e+ f )⋅ω2, unde m este masa arborelui (3.18)

Ea este echilibrata de forta elastica Fe, data de relatia:

Fe=c⋅f⋅E⋅I pL3

(3.19)

Unde: c este un coeficient care tine cont de caracterul incarcarii si tipul reazemelor arborelui

(pentru arborele cu sarcina uniform distribuita pe lungimea L ce se poate deplasa liber in

reazeme c = 384/5, iar pentru arborele ce nu se poate deplasa liber in rezeme c = 384); E este

modulul de elasticitate longitudinal; Ip este momentul de inertie al arborelui; L este lungimea

arborelui.

Din conditia de echilibru a celor doua forte se obtine pentru sageata arborelui expresia:

f= m⋅e⋅ω2

c⋅E⋅I pL3

−m⋅ω2

(3.20)

Daca numitorul relatiei (3.20) tinde catre 0, sageata tinde catre infinit si arborele se rupe. Viteza

unghiulara a arborelui in regim de rezonanta este:

ωcr=√ c⋅E⋅I pm⋅L3 [rad/sec] (3.21)

iar turatia critica :

ncr=30π

⋅ωcr=30π

⋅√ c⋅E⋅I pm⋅L3 [rot/min] (3.22)

Pentru arborii din otel, cu E=2,1∙105 N/mm2 si ρ=7,8 kg/dm3 se obtine:

ncr=1 ,225⋅106⋅√c⋅(D2−d2 )L2

[rot/min] pentru arborii tubulari (3.23)

ncr=1 ,225⋅106⋅DL2

√c [rot/min] pentru arborii cu sectiune plina (3.24)

Trebuie aratat ca ruperea arborelui nu se produce instantaneu, iar daca se trece repede

peste turatia critica, ruperea arborelui poate sa nu se produca. La alegerea arborelui cardanic se

recomanda ca

ncrnmax

=1,2 .. .. . 2,0 (nmax este turatia maxima a arborelui cardanic), limita minima se

admite pentru arborii cardanici scurti, cu sectiune omogena si foarte bine echilibrati.

Proiectarea ambreiajului si cutiei de viteze

Se pleacă de la un motor cu ardere internă cu anumite caracteristici, motor ales de la un autovehicul deja construit. Motorul ales este unul MAS, de la un automobil marca Daihatsu, modelul Charade TS şi are următoarele caracteristici tehnice:

Capacitate cilindrică: 1296 cm3;

Viteza maximă: 145 km/h;

G0=905 kgf;

Np=5 persoane;

Dimensiuni anvelope: 165/70 R13;

Dimensiuni gabarit: Lungime: 3780 mm;

Lăţime: 1620 mm;

Înălţime: 1390 mm;

Unghiul de urcare maxim α= 19o;

Putere maximă: 44Kw la turaţia de 6000 rot/min;

Cuplu maxim: 84 Nm la turaţia de 2800 rot/min;

Se calculează apoi greutatea totală a autovehiculului, ţinând cont de faptul că maşina are 5 locuri şi loc pentru bagaje.

Ga=G0+Np(Gp+Gb) unde: Np-numărul de persoane

Gp-greutatea persoanelor (în jur de 75 Kg)

Gb-greutatea bagajelor (în jur de 20 Kg)

Ga=1380 Kgf

OBSERVAŢIE! Puterea, cuplul şi viteza se vor modifica în funcţie de datele iniţiale şi calculele efectuate în această primă etapă şi nu vor coincide cu cele din catalog. Valorile calculate vor ramâne ca şi date iniţiale pentru restul etapelor. (calcul ambreiaj şi cutie de viteze).

>1 Calculul puterii, al cuplului necesar şi al etajării cutiei de viteze

1.1 Trasarea caracteristicii externe (caracteristica de turaţie la sarcină totală)

Pentru calculul organelor de transmisie este necesară trasarea acestei caracteristici la scară. Caracteristica va rezulta în urma calculelor din această etapă.

1.1.1Trasarea curbei de putere

Pentru trasarea curbei de putere se calculează puterea la viteză maximă Pvmax şi puterea maximă dezvoltată de motor Pmax.

în care:

Ga-greutatea totală a autovehiculului (1380 Kgf);

f- coeficientul de rezistenţă la rulare;

f = 1.65*10-2*[1+6.5*10-3(v-50) – relaţie valabilă pentru v> 50 [km/h];

f = 0.02669

k- coeficientul aerodinamic [daN*s2*m-4]

k=0.02

A-aria secţiunii transversale [m2]

A= H*l*cc [m2] unde: H-înălţimea autovehiculului

l-lăţimea autovehiculului

cc-coeficientul de corecţie (0.98÷1)

cc = 0.98

A= 2.206 m2

ηt-randamentul transmisiei

ηt= 0.88 ÷ 0.92 =>ηt= 0.92

Vmax- viteza maximă impusă prin tema proiectului [km/h]

Astfel, în urma calcului rezultă că Pvmax= 46.47 kW

Puterea maximă dezvoltată de motor se calculează pornind de la puterea la viteză maximă:

, unde: nvmax – turaţia la viteză maximă [rot/min]

np- turaţia la putere maximă [rot/min]

cu α1,α2, şi α3 coeficienţi ce depind

de Ce= (coeficientul de elasticitate al motorului)

Raportul =

Din datele iniţiale se adoptă turaţia la putere maximă [np] apoi se calculează [nvmax], respectând plajele uzuale de valori:

Se acceptă nvmax≈nmax

Astfel, în urma calculelor efectuate, rezultă următoarele:

Pvmax = 46.47 kW

Ce = 0.46

α1 = 1.06

α2 = 0.875

α3 = -0.9375

= 1.05 (MAS)

=0.995

Adopt nvmax= 6300 rot/min

În acest punct se verifică dacă raportul Kn= se află în intervalul Kn=30÷50

Dacă valorile Kn nu se situează în această plajă se corectează valoarea impusă pentru vmax

[km/h].

Kn=43.44

Abia acum putem calcula Pmax.

Pmax= 46.7 kW

Ca şi verificare daca Pmax rezultă din calcul mult mai mare decât puterea maximă a autovehiculului luat ca model se poate micşora coeficientul aerodinamic. În cazurile în care diferenţa este foarte mare se va micşora vmax impusă prin tema proiectului. (cu până la 10-15 %)

NOTĂ Calculul puterii efective, descris în cele ce urmează se face tabelat, pentru valori ale turaţiei cuprinse între nmin stabil– turaţia minimă stabilă şi nmax, cu pasul de 100 rot/min. La obţinerea punctului (valorii) de maxim a puterii efective Pe=Pmax – pentru n=np pasul se poate micşora, înainte şi după np la 50 rot/min, pentru o bună evidenţiere a zonei de maxim.

Astfel, se stabileşte turaţia minimă stabilă:

nmin stabil = nmin+(100÷200) [rot/min] unde nmin≈(0.15÷0.2)*np

nmin stabil = 1000 rot/min

Pe- puterea efectivă la turaţia n este data de relaţia:

[kW], unde: n=nmin stabil

Curba de consum specific [g/kWh]:

Curba de consum orar [kg/oră]:

Curba de moment. Momentul efectiv la o turaţie dată (n) este:

Me(n)=9.55*103* [Nm]

Valorile calculate se găsesc în Tabelul 1, Anexa 1, de la pagina ___ iar graficul ce conţine curbele puterii Pe, a momentului Me, a consumului specific Ceşi a consumului orar Chse găseşte în Anexa 2 de la pagina____

Atât din tabel, cât şi din grafic se extrag valorile puterii efective şi a momentului efectiv. Astfel:

Pe= 94.15 kW la turaţia de 2800 rot/min

Me=46.703 la turaţia de 6000 rot/min

Aceste valori se vor folosi ca date iniţiale în calculele etapelor următoare.

1.2 Determinarea raportului transmisiei principale i0

Se realizează din condiţia de viteză maximă a autovehiculului în treapta de viteză cu raport unitar (icv≈1)

unde: vmax [m/s]

nvmax [rot/min]

rr – raza de rulare [m]

[m]

În urma calculelor, rezultă urmatoarele valori:

rr= 0.2806 m

=> i0=4.596

1.3 Etajarea cutiei de viteze

Raportul de transmitere în treapta I se determină din condiţia de pantă maximă impusă, pantă pe care autovehiculul trebuie să o urce în această treaptă de viteză, cu motorul funcţionând pe caracteristica de turaţie la sarcină totală, la turaţia de cuplu maxim nM.

Forţa la roată, sau forţa de tracţiune, necesară în acest caz este:

[N]

unde: Ga[N] – greutatea autovehiculului

αmax[grade] – panta maximă impusă

f – coeficientul de rezistenţă la rulare (viteza fiind mică se poate aproxima f≈(1.4÷1.6)*10-2

Se observă că s-a neglijat rezistenţa aerului deoarece viteza are valori reduse.

Raportul în treapta I:

Rapoartele de transmitere ale schimbătorului de viteze sunt în progresie geometrcă, cu o

raţie (raţie de etajare). Raţia progresiei geometrice şi nr. treptelor de viteză sunt alese astfel încât să fie indeplinită condiţia Vmax treaptă inferioară=Vmin treaptă superioară.

Cele două turaţii, n1 şi n2, sunt turaţiile între care motorul funcţionează stabil şi trebuie să îndeplinească condiţia:

nM≤n1<n2≤nvmax

Pentru treapta k de viteză avem:

Considerând “k” treapta maximă de viteză ca fiind treaptă cu raport de transmitere unitar (fără treaptă de supraviteză) vom avea icvk=1 rezultă că

qk-1=icvI deci unde k va fi „numărul” treptei de viteză maximă (3,4,5...).

Pentru calculul efectiv, se procedează mai intâi la stabilirea unei raţii de etajare iniţială q *

considerând pentru început:

q*= numărul minim al treptelor de viteză va fi: .

Se rotunjeşte kmin la valoarea imediat superioară şi obţinem numărul treptelor de viteză, k.

Cu această nouă valoare k, se calculează apoi raţia de etajare a cutiei de viteze: , raţie care se uitilizează în calculul celorlalte trepte de viteză, după formula ick=icvI/qk-1.

NOTĂ Dacă se doreşte adoptarea unei trepte de supraviteză, se stabileşte raportul acesteia icv(k+1)=0.7÷0.8

În urma acestei etape se trasează caracteristica externă pe hârtie milimetrică.

În urma calculelor de la această etapă, s-au aflat următoarele rezultate:

Forţa la roată

= 4612.28 N

Raportul de transmitere în treapta I

= 3.25

Raţia de etajare iniţială

=2.25

Numărul minim al treptelor de viteză

kmin=2.45

Prin rotunjire, kmin= 3. Se adoptă numărul treptelor de viteză k=4

Astfel, raţia de etajare, prin formula devine q=1.48

Prinurmare, valorile rapoartelor de transmitere ale celor 4 trepte de viteză sunt următoarele:

icv 1=3.25

icvII=icvIq

=2.19

icvIII=icvIq2 =1.48

icvIV=icvIq3 =1

>2 Proiectarea ambreiajului

Din etapa anterioară se adoptă valorile puterii maxime şi a momentului maxim. (din diagramă se iau valorile rotunjite)

Pmax = 47 kW

Mmax =94 Nm

Rolul ambreiajului

Ambreiajul are rolul principal de decuplare temporară şi cuplare progresivă a motorului cu restul transmisiei. Îndeplineşte de asemenea şi rolul de protecţie a elementelor transmisiei la suprasarcini

Condiţii impuse la decuplare

-să permită decuplarea completă şi cât mai rapidă a motorului de transmisie, pentru ca schimbarea treptelor să se facă fără şocuri;

-să decupleze cu eforturi minime din partea conducătorului, fără a se obţine însă o cursă la pedală mai mare de 120-200 mm;

-forţa la pedală necesară decuplării nu trebuie să depăşeasca 150 N la autoturisme şi 250 N la autocamioane şi autobuze;

Condiţii impuse la cuplare

-să fie suficient de progresiv pentru a se evita pornirea bruscă de pe loc a automobilului;

-să asigure în stare cuplată o îmbinare perfectă între motor şi transmisie;

-să permita eliminarea căldurii care se produce în timpul procesului de cuplare prin patinarea suprafeţelor de frecare;

Condi ţii generale impuse

-să amortizeze vibraţiile ce se produc în transmisie;

-să aibă o construcţie simplă şi ieftină;

-să fie cât mai uşor de întreţinut şi de reglat şi să ofere siguranţă.

2.1 Determinarea momentului de calcul Mc

Momentul de calcul al ambreiajului Mc=β*Mmax, unde β = 1.3÷1.75 este un coefficient de siguranţă.

Alegerea valorii coeficientului de siguranţă al ambreiajului în vederea determinării momentului necesar al ambreiajului se face ţinându-se seama de tipul şi destinaţia autovehiculului. Pentru valori mari ale coeficientului de siguranţă β se reduce intensitatea patinării ambreiajului la uzarea garniturilor de frecare, se reduce lucrul mecanic de patinare şi prin aceasta, se sporeşte durata de funcţionare şi se reduce timpul de ambreiere, îmbunătăţindu-se dinamicitatea automobilului.

Mărirea exagerată a coeficientului de siguranţă contribuie la apariţia unor suprasarcini în transmisie, în special la frânarea bruscă a automobilului, prin diminuarea capacităţii de protecţie prin patinare. În plus, cu cât β are valori mai ridicate, cu atât şi forţa necesară pentru cuplarea ambreiajului devine mai mare.

Ambreiajul la care coeficientul de siguranţă are valori reduse protejează bine transmisie de suprasarcini, deoarece patinarea ambreiajului are loc la valori mai mici ale momentului de torsiune, deci mai uşor şi mai frecvent în timpul deplasării automobilului. Această situaţie poate deveni dezavantajoasă deoarece alunecările frecvente provoaca uzura prematură a garniturilor de fricţiune.

În timpul exploatării autovehiculului coeficientul β se micşorează datorită uzurii garniturilor de fricţiune. Prin micşorarea grosimii acestora, arcul se destinde şi de aici rezultă că scade forţa de apăsare iniţială. Pentru evitarea patinării se recomandă ca β să fie mai mare ca 1.

Se adoptă astfel coeficientul de siguranţă β şi se calculează momentul de calcul Mc.

2.2 Determinarea momentului de frecare al ambreiajului

Forţa normală elementară pe elementul de arie dA este:

dF=p*dA=p*dr*rdφ

Forţa de frecare elementară:

dMf=rd*Ff=μ*p*r2*dr*dφ

unde μ=0.25÷0.30 (0,4÷0.5 pentru materiale noi) şi este coeficientul de frecare azbest-fontă.

p – presiunea dintre suprafeţele elementare.

Presiunea p= unde F este forţa de apăsare asupra discului de ambreiaj, considerând uniform distribuită pe suprafeţele de frecare Af.

Înlocuind

şi

Cum un disc de ambreiaj are 2 suprafeţe de frecare, relaţia de calcul pentru un ambreiaj cu nd discuri devine:

unde: Rm – raza medie

i=2*nd

nd=1 pentru ambreiaj

monodisc

Re, Ri [m]; F[N]

2.3 Determinarea dimensiunilor garniturilor de frecare

Suprafaţa garniturilor de frecare se calculează cu relaţia:

A=λ*Mmax [cm2] unde:

λ – coeficient care depinde de timpul automobilului şi tipul ambreiajului

λ=25÷30 cm2/daN*m pentru autoturisme

Astfel, se adoptă λ=> Aef şi se calculează Re şi Ri

cu , c=0.53÷0.75

Rezultă astfel Re (cm), se rotunjeşte conform STAS 7793-67. Se adoptă ReSTAS şi RiSTAS

şi rezultă De şi Di care în calcule se vor lua în [mm]. Se recalculează Aad

.

Se calculează raza medie a suprafeţelor de frecare

care va rezulta în mm.

2.4 Determinarea forţei de apăsare necesare

Din condiţia Mf=Mc rezultă

=β*Mmax, deci şi F rezultă în [N]

2.5 Determinarea presiunii specifice dintre suprafe ţele de frecare

=0.15÷0.35[Mpa] (pa-presiunea admisibilă pentru garniturile din azbest)

[mm2]

2.6 Verificarea la u zură

Pentru aprecierea uzurii se calculează lucrul mecanic specific de frecare

unde:

A’- suprafaţa unei garnituri de frecare [cm2]

nd – numărul de discuri

L – lucrul mechanic de frecare la patinarea ambreiajului

L se calculează (aproximativ) pentru mai multă siguranţă prin două metode:

a)

şi condiţia este Ls Lsa = 10÷12 [daN*m/cm2]

b)

şi condiţia este Ls Lsa=0.75 [daN*m/cm2]

în care:

k=30÷50 [daN*m/s] – coeficient care arată gradul de creştere a momentului de frecare în timpul cuplării

Ga [daN] – greutatea automobilului

n – turaţia motorului la pornirea de pe loc (n ni). Pentru mai multă siguranţă se poate face calculul cu n=nM.

f= 0.02÷0.03 – coeficient de rezistenţă la rulare

rr [m] – raza de rulare

icvI – raportul în treapta I de viteză

i0– raportul transmisiei principale

2.7 Verificarea la încălzire

Se verifică la încălzire discul de presiune (din oţel sau fontă).

Creşterea de temperatură la cuplare:

unde:

- coeficient care exprimă cantitatea de lucru mecanic transformat în

căldură (=0.5 pentru ambreiaj monodisc)

Mp- masa discului de presiune [Kg]

unde: ρoţel=7.85 [Kg/dm3]

Ρfontă=7.25[Kg/dm3]

gp – grosimea discului de presiune (10÷18 mm)

c – căldura specifică a piesei verificată

(coţel cfontă 0.115 kcal/Kg*oC)

Rep=Re+3÷5 mm

Rip=Ri+2÷4 mm

Pentru Lcalculat cu a) =>Δt<8÷15oC

b) =>Δt<1oC

Aşadar, în urma calculelor efectuate au rezultat noi parametri, care sunt descrişi mai sus, cu formulele de calcul aferente.

pmax=47kW la 2800 rpm

Mmax=94 N*m la 6000 rpm

coeficientul de siguranţă:

β=1.5

momentul de calcul

Mc=141 [N*m]

momentul de frecare

Mf=141.04 [N*m]

aria suprafeţelor de frecare

A’=132 cm2

presiunea specifică dintre suprafeţele de frecare

P=0.231Mpa

lucrulmecanic specific de frecare

Ls=10.33 [daN*m/cm2] cu varianta a)

Ls=0.66[daN*m/cm2] cu varianta b)

creşterea de temperatură la cuplare

Δt=12.19oC cu varianta a)

Δt=0.77 oC cu varianta b)

dimensiunile discului de ambreiaj

ReSTAS=90 mm De=180 mm

RiSTAS=62.5 mm Di=125 mm

forţa necesară de apăsare

F=3048.92 N

>3 Calculul arcului diafragm ă

Scopul etapei constă în trasarea curbei de variaţie (caracteristici elastice) a forţei în funcţie de săgeata arcului.

La decuplare, indifferent de tipul arcului folosit pentru a crea forţa de apăsare normală (pe garniturile de fricţiune) , acesta trebuie să fie comprimat (de rulment) peste valoarea la care forţa de apăsare devine nulă (pentru a crea astfel un joc între suprafeţele de frecare. Jocul este necesar pentru a ne asigura că decuplarea ambreiajului se face complet.)

Sageata suplimentară ∆f se calculează cu relaţia:

∆f = unde:

= numărul de discuri

= jocul necesar între garniturile de frecare şi suprafaţa discului de presiune

= 0.75 ÷ 1.5 [mm] (valorile mari sunt pentru disc de ambreiaj cu De>>180 [mm])

În urma indicaţiilor date am adoptat:

= 1

= 1 [mm]

=>∆f = 2 [mm]

Uzura admisibilă a unei garnituri este:

∆u1=1.5 ÷ 2 [mm] =>se adoptă ∆u1 admisibil

(pentru arc diafragma se consideră ∆u1=1 ÷ 1.5 [mm] )

=>∆uadmis = 2* *∆u1

=>∆u1 = 1.3 [mm]

=>∆uadmis =2.6 [mm]

Se adoptă jocul dintre capătul interior al arcului diafragmă si rulmentul de presiune δ = 1.5 ÷ 2 [mm]

=> adopt δ = 2 [mm]

3.1 Trasarea caracteristicii

Funcţie de raportul H/h caracteristica arcului diferă ca alugă.

În cazul ambreiajelor de automobil se adoptă un raport

<H/h < 2

Care conduce la o formă a caracteristicii arcului ca în figura de mai jos

Dupa cum se observă, arcul diafragmă conţine porţiuni cu rigiditate negativa pentru care creşterea săgeţii duce la micşorarea forţei de apasare (regim instabil).

Punctul de lucru al arcului diafragmă se alege in A pentru ca variaţii mici ale săgeţii să determine variaţii mici ale forţelor de apăsare. Pentru mărirea elasticităţii, arcurile diafragmă au practicate tăieturi radiale pe o anumită lungime.

Cu notaţiile din figură, caracteristicile constructive ale arcului sunt:

Ri < b <Re (b≈Re-(5÷15) [mm] )

a ≈ b – ( 10 ÷ 25) [mm]

c ≈ a - ( b – a)

e ≈ + (3 ÷ 10) [mm],

unde de = diametrul exterior al arborelui calculat în etapa IV si adoptat

din STAS 795-77

f1 = săgeata zonei făra tăieturi determinate de unghiul de rotire φ

f2 = f2’ + f2’’ – săgeata zonei cu tăieturi a arcului

f2’– determinat de rotirea cu unghiul φ

f2’’ - determinat de încovoierea lamelor arcului

z>= 12 – numărul de tăieturi

Pentru ca arcul să se găsească în echilibru, momentul forţelor exterioare trebuie să fie egal cu momentul forţelor interioare din partea continuă a arcului.

Dacă se ţine seama că f1 este realizat prin rotirea cu unghiul φ => forţa cu care arcul

apasă discul de presiune este:

F = F1 – F2 *

= *f1*ln *

Unde H = înălţimea părţii continue a arcului [mm]

Ht = înălţimea totală a arcului

Din asemănarea de triunghiuri => H = Ht *

Procedeu de lucru:

Se calculează cu pas de 0.1 pentru săgeata adimensională forţa de apăsare şi se completează tabelul 1:

f1.....=[mm] F1......=[N]

0.1

0.2

0.3

=....... max=f1c=......[mm] F1max.....=[N]

f1c + ∆f=....[mm] F1=......

Unde F1max va fi forţa elastica maximă a arcului

f1c va deveni săgeata de montaj a arcului cuplat

Deoarece ambreiajul trebuie să asigure si jocul ∆f dintre garnituri şi discul de presiune sau volant pentru decuplarea completa va trebui sa continuăm calculul dupa aflarea forţei maxime pentru o comprimare suplimentara cu ∆f

Forţa maxima F1max din tabel va deveni forţa la cuplare si de accea trebuie sa fie cel putin de valoarea forţei de apăsare F calculată in etapa anterioara:

Condiţia 1: F1max ≥ Fcalculat

Ambreiajul trebuie să asigure şi transmiterea momentului Mmax după uzura garniturilor (până la valoarea admisibilă ∆u1). De aceea, în tabel şi in grafic trebuie să avem îndeplinită:

Condiţia 2: F1(f1c-∆uadmis ) ≥

Adică să putem transmite momentul maxim până cand devine=1.

În cadranul IV al graficului se va găsi graficul forţei de apăsare a

rulmentului de presiune F2( ) unde: f2’ = *

= * (relaţie obţinută din condiţia de

echilibru F = F1 - F2 = 0)

La fel ca şi în tabelul 1 vom centraliza datele în tabelul 2 dupa modelul urmator:

f2=......[mm] F2=........[N]

->pâna la valoareacorespunzătoare luif1c+∆f

Observaţie:

În cadranul II al graficului este reprezentată scăderea(variaţia) forţei de apăsare rezultate

a arcului când = şi se apasă pedala ambreiajului => creşte pâna la anularea lui

(decuplare)

F = F1 – F2 *

Se adoptă H=2.5÷4(maxim 5 [mm]) şi din h=….[mm]

(valori standardizate 1;1.1.15;1.25;1.5;1.75

2;2.25;2.5)

Tot din asemănarea triunghiurilor se obţine relaţia de legătură:

f2’=f1*

iar f2’’’ se calculează din din relaţiile deformaţiei elastice:

f2’’’=F2* *

=F2*A*

unde: A = f

- se poate determinaşi grafic FRAŢILĂ, pg 132

Ţinând seama de faptul că laţimea unei tăieturi este de 2÷4 [mm], se calculează l1:

l1= şi =

=> =……

Relaţia forţei F1 cu care apasă asupra garniturilor de fricţiune în absenţa forţei F2(F2=0 – nu este acţionat ambreiajul), se poate scrie:

F1=

Dacă notăm mărimile adimensionale şi astfel:

= şi = obţinem:

= *

Caracteristica ext. va arăta ca in figura de mai jos.

În cadranul I se găseşte graficul . Când F2=0, graficul indică variaţia forţei de

apăsare a arcului asupra garniturii de fricţiune

E ’=

= 0.275 – coef. Poison

E = 2.1*105 – modulul lui Young

În urma indicaţiilor date am stabilit următoarele:

Ri < b <Re ( b≈Re-(5÷15) [mm] )

b = 82 [mm]a ≈ b – ( 10 ÷ 25) [mm]

=>a = 72 [mm]

c ≈ a - ( b – a)

=>c = 64 [mm]

e ≈ + (3 ÷ 10) [mm]

=>e = 17 [mm]

Se calculează cu pas de 0.1 pentru săgeata adimensională forţa de apăsare şi se completează tabelul 1:

f1.....=[mm] F1......=[N]

0.1 0.057915 0.2 340.0309432

0.2 0.111833 0.4 656.5893725

0.3 0.161873 0.6 950.3822914

0.4 0.208156 0.8 1222.116703

0.5 0.250802 1 1472.499611

0.6 0.289932 1.2 1702.238019

0.7 0.325666 1.4 1912.038931

0.8 0.358125 1.6 2102.609349

0.9 0.387428 1.8 2274.656277

1 0.413697 2 2428.886719

1.1 0.437052 2.2 2566.007677

1.2 0.457614 2.4 2686.726156

1.3 0.475502 2.6 2791.749159

1.4 0.490837 2.8 2881.783689

1.5 0.503739 3 2957.53675

1.6 0.51433 3.2 3019.715345

1.7 0.522728 3.4 3069.026478

1.8 0.529056 3.6 3106.177152

1.9 0.533433 3.8 3131.87437

2 0.535979 4 3146.825135

2.1 0.536816 4.2 3151.736453

2.2 0.536063 4.4 3147.315325

2.3 0.533841 4.6 3134.268755

2.4 0.53027 4.8 3113.303746

2.5 0.525471 5 3085.127303

2.6 0.519564 5.2 3050.446428

2.7 0.512669 5.4 3009.968125

2.8 0.504908 5.6 2964.399397

2.9 0.4964 5.8 2914.447248

3 0.487266 6 2860.818681

3.1 0.477626 6.2 2804.2207

3.2 0.4676 6.4 2745.360308

3.3 0.45731 6.6 2684.944508

3.4 0.446875 6.8 2623.680304

3.5 0.436417 7 2562.274699

3.6 0.426054 7.2 2501.434697

3.7 0.415908 7.4 2441.867302

3.8 0.4061 7.6 2384.279516

3.9 0.396749 7.8 2329.378342

4 0.387976 8 2277.870786

4.1 0.379901 8.2 2230.463849

Pentru uşurarea procesului de calcul al tabelului s-a folosit ca program de lucru softul Microsoft Excel versiunea 2007.

Din acest tabel am extras:

F1max = 3151.73 [N]

f1c = 4.2 [mm] de unde a rezultat:

condiţia 1: F1max ≥ Fcalculat

=>2181.5 [N] ≥ 3048.91 [N] (condiţe adevărată) (A)

condiţia 2:F1(f1c-∆uadmis ) ≥ (condiţie adevărată) (A)

În continuare se completează tabelul 2:

f2=......[mm] F2=........[N]

0.261111 0.0222 0.522222 130.2246

0.522222 0.0428 1.044444 251.4598

0.783333 0.062 1.566667 363.9762

1.044444 0.0797 2.088889 468.0447

1.305556 0.0961 2.611111 563.936

1.566667 0.111 3.133333 651.9209

1.827778 0.1247 3.655556 732.2702

2.088889 0.1372 4.177778 805.2546

2.35 0.1484 4.7 871.145

2.611111 0.1584 5.222222 930.2119

2.872222 0.1674 5.744444 982.7263

3.133333 0.1753 6.266667 1028.959

3.394444 0.1821 6.788889 1069.181

3.655556 0.188 7.311111 1103.662

3.916667 0.1929 7.833333 1132.674

4.177778 0.197 8.355556 1156.487

4.438889 0.2002 8.877778 1175.372

4.7 0.2026 9.4 1189.6

4.961111 0.2043 9.922222 1199.441

5.222222 0.2053 10.44444 1205.167

5.483333 0.2056 10.96667 1207.048

5.744444 0.2053 11.48889 1205.355

6.005556 0.2044 12.01111 1200.358

6.266667 0.2031 12.53333 1192.329

6.527778 0.2012 13.05556 1181.538

6.788889 0.199 13.57778 1168.256

7.05 0.1963 14.1 1152.754

7.311111 0.1934 14.62222 1135.302

7.572222 0.1901 15.14444 1116.171

7.833333 0.1866 15.66667 1095.633

8.094444 0.1829 16.18889 1073.957

8.355556 0.1791 16.71111 1051.415

8.616667 0.1751 17.23333 1028.277

8.877778 0.1711 17.75556 1004.814

9.138889 0.1671 18.27778 981.2967

9.4 0.1632 18.8 957.9963

9.661111 0.1593 19.32222 935.1832

adopt H=3.8 [mm] si h=2 [mm]

H = Ht * Ht = 24.7 [mm]

=

=> l1 = 21.3 [mm]

=> = 0.914

>4 Calculul de rez istenţă a arcului tip diafragmă

În cazul arcului tip diafragmă cu tăieturi după generatoare, solicitarea maximă apare în secţiunea circulară ce trece prin cercul descris de tăieturi.

Considerăm starea de eforturi unitare biaxială. Eforturile unitare normale vor fi:

a) Efortul de compresiune [Mpa]:

unde :

(unghiul de înclinare al arcului, tangenta acestuia)

b) Efortul la încovoiere [Mpa]:

Se calculează efortul unitar echivalent [Mpa]:

Se alege un oţel pentru arcuri (STAS 795÷77). De exemplu: 51VCr11A, 60Si15A, OLC85A etc.

Dacă (rezistenţa de curgere) rezultă că materialul este corect ales. “c” reprezintă un coeficient de siguranţă şi este cuprins între 2 şi 5.

Efectuând calculele cu ajutorul formulelor de mai sus, s-au obţinut următoarele valori:

a=72 [mm]

b=82 [mm]

d=76.89 [mm]

η=0.91

-efortul de compresiune

σc=-280.044[Mpa]

-efortul la încovoiere

σi=315.21 [Mpa]

-efortul unitar echivalent

= 595.26 [Mpa]

Aşadar, conform STAS 795-77, aleg ca material OL65A(

).

>>Predimensionarea arborelui canelat

Pentru a nu îngreuna procedura de calcul, se face predimensionarea arborelui canelat în cadrul etapei curente. Dacă în etapa următoare de al arborelui canelat rezultă cu ale valori, astfel încât de<2*e, este necesar sa se revină la această etapă.

Diametrul interior al arborelui canelat se calculează cu relaţia:

(valorile superioare se aleg

pentru motoare cu cuplul

maxim> 120÷130 N*m)

Cu di calculat, căutăm în STAS 1768-68 şi astfel rezultă diSTAS, implicit deSTAS.Astfel, cu de

revenim la calculul arcului diafragmă.

Se trece apoi la calculul definitiv al arborelui ambreiajului.

Astfel, arborele este solicitat la torsiune de către momentul de calcul al ambreiajului.

Pentru dimensionare se consideră

După valorile obţinute pentru di, se aleg canelurile din seria mijlocie (asamblare mobilă cu deplasarea butucului fără sarcină)

Canelurile arborelui ambreiajului şi canelurile butucului se verifică la strivire şi forfecare.

Forţa de solicitare

Verificarea la strivire:

Verificarea la forfecare:

Parcurgând formulele de mai sus, s-au obţinut următoarele rezultate:

di = 18.69 [mm] astfel adoptam :

diSTAS= 23[mm]

deSTAS= 28[mm]

z= 6

L= 40[mm]

rm= 12.75

F = 11058.82 [N]

Verificarea la strivire:

Ps=18.43MPa < pa (20÷25 MPa) (adevărat)

Verificarea la forfecare:

=7.67 MPa < (20÷30 MPa) (adevărat)

>> Calculul mecanismului de ac ţionare

După cum se vede în figură, sistemele de acţionare a ambreiajului sunt de două feluri:

a) sistem de acţionare mecanicb) sistem de acţionare hidraulicÎn funcţie de complexitatea şi mărimea ambreiajului, fiecare producător auto alege ce tip

de mecanism de acţionare să monteze pe un autovehicul. Totuşi, pentru a afla care mecanism se potriveşte, se fac în prealabil o serie de calcule care ajută la determinarea unor dimensiuni cum ar fi: lungimea pedalei, lungimea pârghiei de debreiere etc.

Astfel, pentru sistemul mecanic de acţionare, avem următoarele:Forţa de apăsare a pedalei:

F p=F ·b' · d ' · f '

a' · c' ·e '·

1ηaunde

ηa=0.5÷0.8(randamentulmecanismului de acţionare)

F=β · M emax

i · μ ·Rm

−fortadeapasare adiscului de presiune

Cursa pedalei va fi:

(Sp=100÷150 mm la autoturisme)

Sd=0.75…1.5 mm (cursa discului de presiune)

Sl=1.5…4 mm (jocul dintre manşon şi pârghie)

Pentru sistemele de acţionare hidraulice (fig. b), se regăsesc:d1- diametrul (alezajul) cilindrului pompei principale

d2 – diametrul (alezajul) cilindrului receptor

Forţa de apăsare a pedalei:

Cursa pedalei va fi:

Astfel:

Fp=14.33[daN] => aleg ca mecanism de acţionare pe cel mecanic.

Lungimile calculate:

a=220[mm]

b=45 [mm]

c=125[mm]

d=45 [mm]

f*=18[mm]

e*=47[mm]

Sl=2 [mm]

Sd=1 [mm]

Sp=63[mm]

Schema de principiu a mecanismului de acţionare se găseşte pe pagina următoare, executată la scara 1:1.dupa modelul urmator :

>5 Calculul cutiei de viteze mecanice, în trepte

a) Calculul roţilor dinţate

Numărul treptelor de viteză precum şi rapoartele de transmitere ale treptelor se determină din calculul dinamic al autovehiculului.

Soluţia constructivă de realizare a cutiei de viteze depinde de tipul autovehiculului şi organizarea acestuia. Astfel, la autoturismele organizate după soluţia clasică, de obicei se utilizează cutii de viteze cu trei arbori, în timp ce la autoturismele organizate după soluţia “totul în faţă” sau “totul în spate” se preferă cutiile de viteze cu doi arbori, din motive legate de reducerea gabaritului. La autocamioane şi autobuze cutiile de viteze sunt de tipul cu trei arbori ; la unele autocamioane se utilizează şi cutii de viteze compuse. La tractoare se întâlnesc atât cutiile de viteze cu doi arbori, cât şi cele cu trei arbori sau compuse (care permit obţinerea unui număr mare de rapoarte de transmitere).

Pentru cuplarea treptelor de mers înainte în prezent este practic generalizată soluţia cu roţi dinţate angrenate permanent şi mufe cu dispozitive de cuplare. La unele camioane, autobuze şi tractoare, pentru treptele inferioare se mai utilizează soluţia de cupalre a treptelor prin deplasarea axială a roţilor. Această soluţie este utilizată şi pentru treapta de mers înapoi.

Pentru calcule de predimensionare a cutiei de viteze, modulul normal al roţilor dinţate se poate determina cu ajutorul nomogramei din fig. 120, în funcţie de cuplul la arborele secundar în prima treaptă a cutiei de viteze.

Cuplul la arborele secundar pentru prima treaptă se determină cu relaţia

în care Memax este cuplul maxim al motorului [daN*m], ikI este raportul de transmitere al primei trepte de viteze, iar ηcv este randamentul cutiei de viteze (0.9...0.95). Valorile recomandate ale modulului sunt cele în zona cuprinsă între cele două linii groase; pentru autoturisme se preferă valorile inferioare(ce permit micşorarea gabaritului), în timp ce pentru autobuze, camioane se vor utiliza valorile superioare ale modulului. Valorile standardizate ale modulului normal sunt prezentate mai jos. Valorile de pe poziţia I sunt cele preferate, dar pentru autoturisme se admite şi folosirea modulilor de pe poziţia II.

Valorile standardizate ale modulilor:

I 2 2.5 3 4 5 6 8 10 12

II 2.25 2.75 3.5 4.5 5.5 7 9 11

Pentru dimensionarea roţilor dinţate ale cutiei de viteze se pot utiliza recomandările din figura 121.

Pentru calcule preliminare, distanţa dintre axele arborilor cutiei de viteze se poate determina cu relaţiile:

-pentru autoturisme: ;

- pentru autobuze, tractoare: , unde Memax este cuplul maxim al motorului, în daN*m.

Distanţa dintre axele arborilor este:

În cazul roţilor dinţate cu dantură înclinată, distanţa dintre axe este:

Dacă toate roţile au acelaşi modul normal m, în relaţia anterioară se foloseşte o singură valoare a acestuia sau:

Unghiul de înclinare β al danturii se alege între 25 şi 45o pentru autoturisme, iar pentru autocamioane, autobuze, tractoare acesta este între 20 şi 35o.

Ţinând cont de rapoartele de transmitere ale treptelor de viteză, obţinem:

Procedând similar cazului anterior, se adoptă z1=zmin*şi rezultă:

;

;

.

Numărul de dinţi ale roţilor se rotunjesc la valori întregi, astfel încât rapoartele de transmitere care rezultă sa se apropie cât mai mult de cele determinate prin calculul dinamic.

Prin rotunjirea numărului de dinţi ai roţilor la valori întregi, distanţa dintre axe se modifică; păstrarea aceleiaşi distanţe interaxiale pentru toate treptele de viteză se realizează prin:

>deplasarea profilului dintelui;

>modificarea unghiului de Înclinare a danturii.

Dacă se apelează la prima metodă, se determină întâi noua distanţă dintre axe A c, corespunzătoare valorilor rotunjite ale numerelor de dinţi:

, În care z1r şi z3r sunt valorile rotunjite.

Se determină apoi unghiul de angrenare frontal, folosindu-se relaţia:

iar unghiul de angrenare este α=20o.

Suma deplasărilor de profile ale celor două roţi dinţate, necesare pentru a readuce angrenajul la distanţa dintre axe A este data de relaţia:

în care invα=tgα-α (unghiul de angrenare normal α se exprimă în radiani)

Corecţia danturii (deplasarea profilului dintelui) se aplică, de obicei, la rapoarte de transmitere ik>2; în acest caz, la roata dinţată cu diametru mai mic se aplică deplasarea pozitivă (care conduce la obţinerea unui dinte mai gros la bază şi mai îngust la vârf), iar deplasarea negativă se aplică la roata dinţată cu diametru mai mare. La roţile dinţate ale treptelor superioare se aplică şi corectarea danturii prin modificarea unghiului de angrenare normal de la 20o la 17o30’ sau la 14o.

Dacă nu se apelează la deplasarea profilului (se folosesc angrenajre nedeplasate), distanţa dintre axe se modifică prin schimbarea unghiului de înclinare al danturii; aceasta se determină cu ajutorul relaţiei:

.

În continuare se verifică dacă distanţa dintre axe asigură limitarea tensiunii de contact la oboseală pe flancurile dinţilor:

>pentru roţi dinţate cu dinţi drepţi sau înclinaţi, la care b/Dd 0.5;

>pentru roţi dinţate cu dinţi înclinaţi şi b/Dd>0.5;

în care:

b-lăţimea roţii dinţate [mm];

Dd-diametrul de divizare al roţii dinţate conducătoare [mm];

u=zmare/zmic;

Mt-cuplul aplicat roţii dinţate conducătoare [N*mm];

Kl=1.5….2.0;

Ψa=b/A;

σHlim=300…900 [MPa] (rezistenţă limită la contact).

Din condiţia limitării solicitării la piciorul dintelui se determină modulul normal minim necesar:

unde:

- Yβ – factor de înclinare a danturii (Yβ=1-β/120 pentru β 24o şi Yβ=0.8 pentru β>24o);

σFlim=100...300 MPa (solicitarea admisibilă la piciorul dintelui).

Roţile dinţate se execută din oţeluri aliate de cementare (18MoCN13X, 21MoC12X, 20C08); roţile se cementează şi apoi se tratează termic. Se obţine o adâncime a stratului cementat de 1.1....1.7 mm, suprafeţele dinţilor având o duritate de 56...63 HRC. La autoturisme şi autocamioane cu sarcina utilă sub 20 kN, roţile dinţate se pot cianura.

În acest subcapitol s-au aflat următorii parametrii:

Cuplul la arborele secundar pentru prima treaptă;

Ms=275 N*m;

Modulul normal;

m=2mm;

Unghi de înclinare al danturii;

β=25o;

Distanţa dintre axe preliminară;

A = 60.9 mm;

Numerele de dinţi ale roţilor;

valori rotunjite

z1=13

z2=17

z3=42

z4=38

z5=22

z6=27

z7=33

z8=38

Distanţa dintre axe recalculată;

Ac=60,7 mm

Unghiul de angrenare frontal;

αf=21.8o

αwf=23.9o;

calculareadeplasărilor de profil

0.44

0.44

0.44

0.44

Unghiul de înclinare al danturii recalculat;

β1c=25o

Se adopta latimea rotii b=20 [mm]

>5.1 Calculul cutiei de vite ze mecanice

Date iniţiale:

1.Puterea nominală de transmisie şi a momentului maxim:

P = 47 [kw]

Memax = 94 [N*m]

2.Turaţia arborelui motor:

np=6000 [rot/min]

=

= 100 [s-1]

3.Raporturi de transmitere:

Treapta I II III IV

i teoretic

3.25 2.19 1.48 1

i

real

3.23 2.23 1.5 1.03

4.Durata de funcţionare:

T =

- numărul de ore de funcţionare pe zi

Adopt = 4 ore

- numărul de zile pe an

Adopt = 365 zile

- numărul de ani de funcţionare

Adopt = 5 ani

T = 7300 ore

5.2>Alegerea schemei de organizare a cutiei de viteze

Pentru cutia de viteze se va alege tipul de sincronizator conic cu inerţie, cu inele de blocare şi dispozitiv de fixare cu bile.

Sincronizatorul cu inerţie este prevăzut cu dispozitiv suplimentar de blocare, care permite blocarea treptelor numai după egalizarea vitezelor unghiulare ale arborelui şi pinionului.Acest tip de sincronizator garantează în orice condiţii cuplarea treptelor fără şocuri.

Soluţii de fixare si blocare a treptei de viteză:

1.Dispozitivul de fixare:

La automobile, dispozitivele de fixare cele mai răspândite sunt cele cu bile.

Pentru fixarea treptelor, fiecare tijă culisantă, are pe partea superioară trei locaşuri semisferice in care intra bila , apăsata de arc. Locaşurile extreme ale tijei corespund celor două trepte pe care le realizează furca respectivă, iar cel din mijloc-poziţiei neutre. Distanţele dintre aceste locaşuri trebuie astfel alese încât bila să nu permită deplasarea de la sine a tijei culisante datorită vibraţiilor sau forţelor axiale produse la angrenarea roţilor dinţate, ci numai sub efortul depus de conducător.

2.Dispozitivul de blocare:

Dispozitivul de blocare este unul cu disc în care in figura a) prezintă punctul mort iar in figura b) prezintă treapta cuplată.

Dispozitivul de blocare a treptelor exclude posibilitatea cuplării concomitente a

mai multor trepte.

Blocarea treptelor de viteză se obţine prin practicarea unui locaş lateral in fiecare

tijă , astfel încât bolţul sa impidice cuplarea simultană a două trepte.

>5.3 Schema cinematic ă

Calculul efectiv al lagărelor tronsoanelor se face după stabilirea lăţimii roţilor dinţate. Este preliminar calcului arborilor.

Unde:

B = (0.3÷1)*dp – lăţimea lagărelor

jc= (3-4) [mm] – jocul dintre roţii dinţate şi carcasa

lrd =(1.4*b) – lungimea tronsonului pe care se montează roata dinţată

b – lăţimea danturii roţii dinţate

js= (2-3) [mm] – jocul dintre roţi şi sincronizator

jmr = (4-5) [mm] – jocul dintre părţile aflate în mişcare relativă

ls= (1÷1.5)*dp – lăţimea sincronizatoarelor

dp≈di

În urma indicaţiilor date am adoptat:

di=19 [mm]

B =14[mm]

jc=4[mm]

lrd =28[mm]

js=3[mm]

jmr =5[mm]

ls=28.5[mm]

În urma acestor adoptări, folosing algoritmul de calcul din Excel am obţinut următoarele:

Dd1 Dd2 Dd3 Dd4 Dd5 Dd6 Dd7 Dd8

29 38 93 84 49 60 73 61

Dd- diametru de divizare

l1[mm] l2[mm] l3[mm] l4[mm] l5[mm] l1'[mm]

25 63 33 33 62 25

>6 Calculul arborilor cutiei de viteze

Arborii cutiilor de viteze sunt solicitati la incovoiere si rasucire.Aceste solicitari dau nastere la deformatii elastice de incovoiere si rasucire, care, daca depasesc limitele admisibile conduc la o angrenare necorespunzatoare.De aceea in majoritatea cazurilor dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta.

Fortele din angrenare>forţa tangenţială:

unde Mt este momentul de torsiune, iar rd este raza de divizare a roţii dinţate;>forţa axială:

>forţa radială:

>forţa normală pe dinte:

.

Arborele este solicitat la încovoiere în plan radial şi în plan tangenţial; în acelaşi timp, zona cuprinsă între lagăr şi roata dinţată este solicitată şi la torsiune de către momentul Mt=Mmax

Solicitarea la încovoiere în plan radial

Solicitarea la încovoiere în plan tangenţial

Se observă că în plan radial forţa axială FaI ce acţionează asupra pinionului produce un moment de încovoiere Mi1=FaI*rd1, unde rd1 este raza de divizare a roţii dinţate.

Din echilibrul forţelor axiale rezultă forţa axială din lagăr ca fiind Rba=Fa1.

Reacţiunile tangenţiale şi radiale din lagăre se determină din ecuaţiile de echilibru ale forţelor şi momentelor, se trasează apoi diagramele încovoietoare şi se determină momentul încovoietor rezultant:

Momentul încovoietor echivalent:

Efortul unitar echivalent va fi:

În urma calculelor de rezistenţă, s-au determinat diametrele pentru tronsoanele celor 4 trepte ale arborelui primar.

Treapta I II III IV

darbore [mm] 28 32 32 28

material OL 37 OL 37 OL 37 OL 37

Calculul arborelui principal

Treapta I

dd= 29[mm]

rd=dd/2=14.5

Mt1=Memax=94 000 [N*mm]

Mi = 43832.92 [N*mm]

a. Fortele din angrenare

- Forta tangentiala

F t=M t

r d=6482.7 [N ]

- Forta axialaFa=F t ·tg β=3022.9[N ]

- Forta radiala

F r=Ft · tg α

cos β=2603.4 [N ]

- Forta normal pe dinte

N=F t

cos α ·cos β=7611.9 [N ]

1) Reactiunile in plan vertical

∑ F x=0

∑ F y=0⇒ H A+HB−F r1=0⇒F r1=H A+HB

∑M A=¿HB · (l1+ l2 )−F r1 · l1−M i1=0¿

⇒H B=l1· Fr 1+M i1

l1+l2=451.9 [N ]

∑M B=¿H A · (l1+ l2 )+M i1−F r1 ·l2=0¿

⇒H A=l2 ·F r1−Mi1

l1+l2=2151.5[N ]

2) Reactiunile in plan vertical

∑ F x=0

∑ F y=0⇒V A+V B=F t1

∑M A=¿V B · (l1+ l2)−F t1 · l1=0¿

⇒V B=Ft 1 · l1l1+l2

=672.4 [N ]

∑M B=¿V A · (l1+ l2)−F t1 · l2=0¿

⇒V A=Ft 1 · l2l1+l2

=5810.2[N ]

3) Diagrama de momente in plan orizontalx1∈(0 , l1)

M (x¿¿1)=H A · x1¿

M 0=0

M (l1 )=53787.68[N ·mm]

x2∈(0 , l2)

M (x¿¿2)=H B· x2¿

M 0=0

M (l2 )=97620.6[N ·mm]

4) Diagrama de momente in planul verticalx1∈ ¿

M (x¿¿1)=V A · x1¿

M 0=0

M (l1 )=145257[N ·mm ]

x2∈(0 , l2)

M (x¿¿2)=V B· x2¿

M 0=0

M (l2 )=145257 [N ·mm ]

M î rez1=√M î V2 +M î H

2 =154895.6 [N ·mm]

M î rez2=√M î V2 +M î H

2 =175012.4 [N ·mm]

M î ec h1=√M î rez 12 +α ·M t

2=181186.8 [N ·mm ]

M î ec h2=√M î rez 22 +α ·M t

2=198658.8[N ·mm]

=> d =

=>d = 28 [mm]

Treapta II

dd= 38[mm]

rd=dd/2=19

Mt1=Memax=94 000 [N*mm]

Mi = 43832.92 [N*mm]

b. Fortele din angrenare

- Forta tangentiala

F t=M t

r d=4947.3 [N ]

- Forta axialaFa=F t ·tg β=2306.9[N ]

- Forta radiala

F r=Ft · tg α

cos β=1986.8 [N ]

- Forta normal pe dinte

N=F t

cos α ·cos β=5809.1 [ N ]

1) Reactiunile in plan vertical

∑ F x=0

∑ F y=0⇒ H A+HB−F r1=0⇒F r1=H A+HB

∑M A=¿HB · (l1+ l2 )−F r1 · l1−M i1=0¿

⇒H B=l1· Fr 1+M i1

l1+l2=907.3[N ]

∑M B=¿H A · (l1+ l2 )+M i1−F r1 ·l2=0¿

⇒H A=l2 ·F r1−Mi1

l1+l2=1079.4 [N ]

2) Reactiunile in plan vertical

∑ F x=0

∑ F y=0⇒V A+V B=F t1

∑M A=¿V B · (l1+ l2)−F t1 · l1=0¿

⇒V B=Ft 1 · l1l1+l2

=1806.5 [N ]

∑M B=¿V A · (l1+ l2)−F t1 · l2=0¿

⇒V A=Ft 1 · l2l1+l2

=3140.8 [N ]

3) Diagrama de momente in plan orizontalx1∈(0 , l1)

M (x¿¿1)=H A · x1¿

M 0=0

M (l1 )=94994.2[N ·mm]

x2∈(0 , l2)

M (x¿¿2)=H B· x2¿

M 0=0

M (l2 )=138827.2[N ·mm]

4) Diagrama de momente in planul verticalx1∈(0 , l1)

M (x¿¿1)=V A · x1¿

M 0=0

M (l1 )=276396[N ·mm ]

x2∈(0 , l2)

M (x¿¿2)=V B· x2¿

M 0=0

M (l2 )=276396 [N ·mm ]

M î rez1=√M î V2 +M î H

2 =292264.4 [N ·mm ]

M î rez2=√M î V2 +M î H

2 =309301.7 [N ·mm]

M î ec h1=√M î rez 12 +α ·M t

2=307009[N ·mm]

M î ec h2=√M î rez 22 +α ·M t

2=323270.1[N ·mm]

=> d =

=>d = 32[mm]

Treapta III

dd= 49[mm]

rd=dd/2=24.5

Mt1=Memax=94 000 [N*mm]

Mi = 43832.92 [N*mm]

c. Fortele din angrenare

- Forta tangentiala

F t=M t

r d=3836.7 [N ]

- Forta axialaFa=F t ·tg β=1789.1[N ]

- Forta radiala

F r=Ft · tg α

cos β=1540.8 [N ]

- Forta normal pe dinte

N=F t

cos α ·cos β=4505 [ N ]

1) Reactiunile in plan vertical

∑ F x=0

∑ F y=0⇒ H A+HB−F r1=0⇒F r1=H A+HB

∑M A=¿HB · (l1+ l2 )−F r1 · l1−M i1=0¿

⇒H B=l1· Fr 1+M i1

l1+l2=955.4 [N ]

∑M B=¿H A · (l1+ l2 )+M i1−F r1 ·l2=0¿

⇒H A=l2 ·F r1−Mi1

l1+l2=585.3[N ]

2) Reactiunile in plan vertical

∑ F x=0

∑ F y=0⇒V A+V B=F t1

∑M A=¿V B · (l1+ l2)−F t1 · l1=0¿

⇒V B=Ft 1 · l1l1+l2

=1926.3 [N ]

∑M B=¿V A · (l1+ l2)−F t1 · l2=0¿

⇒V A=Ft 1 · l2l1+l2

=1910.4 [N ]

3) Diagrama de momente in plan orizontalx1∈(0 , l1)

M (x¿¿1)=H A · x1¿

M 0=0

M (l1 )=70825.4[N ·mm ]

x2∈(0 , l2)

M (x¿¿2)=H B· x2¿

M 0=0

M (l2 )=114658.3[N ·mm]

4) Diagrama de momente in planul verticalx1∈(0 , l1)

M (x¿¿1)=V A · x1¿

M 0=0

M (l1 )=231159[N ·mm]

x2∈(0 , l2)

M (x¿¿2)=V B· x2¿

M 0=0

M (l2 )=231159 [N ·mm ]

M î rez1=√M î V2 +M î H

2 =241766.1 [N ·mm]

M î rez2=√M î V2 +M î H

2 =258033.2 [N ·mm]

M î ec h1=√M î rez 12 +α ·M t

2=259397.1[N ·mm]

M î ec h2=√M î rez 22 +α ·M t

2=274621.8[N ·mm]

=> d =

=>d = 32[mm]

Treapta IV

dd= 60[mm]

rd=dd/2=30

Mt1=Memax=94 000 [N*mm]

Mi = 43832.92 [N*mm]

d. Fortele din angrenare

- Forta tangentiala

F t=M t

r d=3133.3 [N ]

- Forta axialaFa=F t ·tg β=1461[N ]

- Forta radiala

F r=Ft · tg α

cos β=1258.3 [N ]

- Forta normal pe dinte

N=F t

cos α ·cos β=3679.1 [ N ]

1) Reactiunile in plan vertical

∑ F x=0

∑ F y=0⇒ H A+HB−F r1=0⇒F r1=H A+HB

∑M A=¿HB · (l1+ l2 )−F r1 · l1−M i1=0¿

⇒H B=l1· Fr 1+M i1

l1+l2=985.9[N ]

∑M B=¿H A · (l1+ l2 )+M i1−F r1 ·l2=0¿

⇒H A=l2 ·F r1−Mi1

l1+l2=272.3[N ]

2) Reactiunile in plan vertical

∑ F x=0

∑ F y=0⇒V A+V B=F t1

∑M A=¿V B · (l1+ l2)−F t1 · l1=0¿

⇒V B=Ft 1 · l1l1+l2

=2002.2 [N ]

∑M B=¿V A · (l1+ l2)−F t1 · l2=0¿

⇒V A=Ft 1 · l2l1+l2

=1131.1 [N ]

3) Diagrama de momente in plan orizontalx1∈(0 , l1)

M (x¿¿1)=H A · x1¿

M 0=0

M (l1 )=41945.7 [N ·mm]

x2∈(0 , l2)

M (x¿¿2)=H B· x2¿

M 0=0

M (l2 )=85778.8[N ·mm ]

4) Diagrama de momente in planul verticalx1∈(0 , l1)

M (x¿¿1)=V A · x1¿

M 0=0

M (l1 )=174193[N ·mm]

x2∈(0 , l2)

M (x¿¿2)=V B· x2¿

M 0=0

M (l2 )=174193 [N ·mm ]

M î rez1=√M î V2 +M î H

2 =179171.7 [N ·mm]

M î rez2=√M î V2 +M î H

2 =194167.5 [N ·mm]

M î ec h1=√M î rez 12 +α ·M t

2=202322.6[N ·mm ]

M î ec h2=√M î rez 22 +α ·M t

2=215724.4[N ·mm]

=> d =

=>d = 28[mm]

Treapta I II III IV

l1 [mm] 25 88 121 216

l2 [mm] 216 153 120 25

Calculul arborelui secundar al cutiei de viteze

Schema de încărcare pentru calculul arborelui secundar al unei cutii de viteze cu doi arbori este cea din figura de mai sus, iar solicitările în plan radial şi tangenţial sunt prezentate în figura următoare.

În urma calculelor de rezistenţă, s-au determinat diametrele pentru tronsoanele celor 4 trepte ale arborelui secundar.

Treapta I II III IV

darbore 42 42 42 42

material OL37 OL37 OL37 OL37

Calculul arborelui secundar

e. Fortele din angrenare din transmisia principala

- Forta tangentiala

F t=M t

r d=6481.6 [N ]

- Forta axialaFa=F t ·tg β=2603[N ]

- Forta radiala

F r=Ft · tg α

cos β=3022.4 [N ]

- Forta normal pe dinte

N=F t

cos α ·cos β=7610.7 [N ]

TRANSMISIE PRINCIPALA

Mtp 126.39275 [daN]   zp 13  

m 3   zp' 59.7493 60

beta 25   i0 4.5961  

A 120.4458609   rd 19.5  

Ac 120.8609272        

Treapta I

dd= 93[mm]

rd=dd/2=46.5

Mt1=Memax= 303692 [N*mm]

Mi = 141614 [N*mm]

Mi(tp)= 58937.19 [N*mm]

f. Fortele din angrenare

- Forta tangentiala

F t=M t

r d=6531 [N ]

- Forta axialaFa=F t ·tg β=3045.4 [N ]

- Forta radiala

F r=Ft · tg α

cos β=2622.8 [N ]

- Forta normal pe dinte

N=F t

cos α ·cos β=7668.6 [N ]

1) Reactiunile in plan vertical

⇒H B=1232.4 [N ]

⇒H A=7872[N ]

2) Reactiunile in plan vertical

⇒V B=947.5 [N ]

⇒V A=−10081.6 [N ]

3) Diagrama de momente in plan orizontal

x1∈(0 , l ')

M 0=−58937.2

M (l ' )=−220979[N ·mm]

x2∈(0 , l1)

M 0=−220979

M (l1 )=−186220[N ·mm ]

x3∈(0 ,l2)

M 0=0

M (l2 )=266210.9[N ·mm]

4) Diagrama de momente in planul verticalx1∈(0 , l ')

M 0=0

M (l ' )=65075.5[N ·mm]

x2∈(0 , l1)

M 0=65075.5

M (l1 )=−121888[N ·mm ]

x3∈(0 ,l2)

M 0=0

M (l2 )=204663.1 [N ·mm ]

M î rez1=√M î V2 +M î H

2 =58937.1 [N ·mm ]

M î rez2=√M î V2 +M î H

2 =230361.9 [N ·mm]

M î rez3=√M î V2 +M î H

2 =222563.3 [N ·mm]

M î rez 4=√M î V2 +M î H

2 =335790.5[N ·mm ]

M î ec h1=√M î rez 12 +α ·M t

2=309358.4[N ·mm ]

M î ec h2=√M î rez 22 +α ·M t

2=381176.7 [N ·mm]

M î ec h3=√M î rez 22 +α · Mt

2=376514.9[N ·mm]

M î ec h4=√M î rez22 +α · M t

2=452751.9[N ·mm]

=> d =

=>d = 38 [mm]

Treapta II

dd= 84[mm]

rd=dd/2=42

Mt1=Memax= 210117.6 [N*mm]

Mi = 97979.4 [N*mm]

Mi(tp)= 58937.19 [N*mm]

g. Fortele din angrenare

- Forta tangentiala

F t=M t

r d=5002 [N ]

- Forta axialaFa=F t ·tg β=2332.8[N ]

- Forta radiala

F r=Ft · tg α

cos β=2009.1 [N ]

- Forta normal pe dinte

N=F t

cos α ·cos β=5874.24 [N ]

5) Reactiunile in plan vertical

⇒H B=589.8 [N ]

⇒H A=7900.9[N ]

6) Reactiunile in plan vertical

⇒V B=2096.7 [N ]

⇒V A=−9702.5 [N ]

7) Diagrama de momente in plan orizontal

x1∈(0 , l ')

M 0=−58937.1

M (l ' )=−220979[N·mm]

x2∈(0 , l1)

M 0=−220979

M (l1 )=−96085.6 [N·mm ]

x3∈(0 ,l2)

M 0=0

M (l2 )=90249.1[N·mm ]

8) Diagrama de momente in planul verticalx1∈(0 , l ')

M 0=0

M (l ' )=65075.5[N·mm ]

x2∈(0 , l1)

M 0=65075.5

M (l1 )=−611263.6 [N·mm ]

x3∈(0 ,l2)

M 0=0

M (l2 )=320806.1 [N·mm ]

M îrez1=√M îV2 +M îH

2 =58937.1 [N·mm ]

M îrez2=√M îV2 +M îH

2 =230361.9[N·mm ]

M îrez3=√M îV2 +M îH

2 =618769.6 [N·mm]

M îrez 4=√M îV2 +M îH

2 =333258.8[N·mm]

M îech1=√M îrez12 +α·M t

2=218226.9 [N·mm ]

M îech2=√M îrez22 +α·M t

2=311794.8 [N·mm ]

M îech3=√M îrez22 +α·M t

2=653471.3[N·mm]

M îech4=√M îrez22 +α·M t

2=393968.1[N·mm ]

=> d =

=>d = 42 [mm]

Treapta III

dd= 73[mm]

rd=dd/2=36.5

Mt1=Memax= 141000 [N*mm]

Mi = 65749.3 [N*mm]

Mi(tp)= 58937.19 [N*mm]

h. Fortele din angrenare

- Forta tangentiala

F t=M t

r d=3863 [N ]

- Forta axialaFa=F t ·tg β=1801.3[N ]

- Forta radiala

F r=Ft · tgα

cos β=1551.3[N ]

- Forta normal pe dinte

N=F t

cos α·cos β=4535.9 [N ]

9) Reactiunile in plan vertical

⇒H B=410 .8 [N ]

⇒H A=7622 .2 [N ]

10) Reactiunile in plan vertical

⇒V B=2209 .5[N ]

⇒V A=−8675 .5[N ]

11) Diagrama de momente in plan orizontal

x1∈(0 , l ')

M 0=−58937 .2

M (l ' )=−220979[N ·mm]

x2∈(0 , l1)

M 0=−220979

M (l1 )=−82974 .5[N ·mm ]

x3∈(0 ,l2)

M 0=0

M (l2 )=49300 .7[N ·mm ]

12) Diagrama de momente in planul verticalx1∈(0 , l ')

M 0=0

M (l ' )=65075 .5 [N ·mm]

x2∈(0 , l1)

M 0=65075 .5

M (l1 )=−200394 [N ·mm]

x3∈(0 ,l2)

M 0=0

M (l2 )=265145 .3 [N ·mm ]

M î rez1=√M î V2 +M î H

2 =58937 .1 [N ·mm ]

M î rez2=√M î V2 +M î H

2 =230361 .9[N ·mm ]

M î rez3=√M î V2 +M î H

2 =216893 .2[N ·mm ]

M î rez 4=√M î V2 +M î H

2 =269689 .2[N ·mm]

M î ech1=√M î rez12 +α · M t

2=152822[N ·mm ]

M î ech2=√M î rez22 +α · M t

2=270088 .1[N ·mm]

M î ech3=√M î rez22 +α ·M t

2=258696 .1[N ·mm ]

M î ech4=√M î rez 22 +α · M t

2=304324 .1[N ·mm]

=> d =

=>d = 32 [mm]

Treapta IV

dd= 61[mm]

rd=dd/2=30.5

Mt1=Memax= 97481.4 [N*mm]

Mi = 45456.3 [N*mm]

Mi(tp)= 58937.19 [N*mm]

i. Fortele din angrenare

- Forta tangentiala

F t=M t

r d=3196 .1 [N ]

- Forta axialaFa=F t ·tg β=1490 .3 [N ]

- Forta radiala

F r=Ft · tgα

cos β=1283 .5[N ]

- Forta normal pe dinte

N=F t

cos α ·cos β=3752.84 [N ]

1) Reactiunile in plan vertical

⇒H B=285 .3[N ]

⇒H A=7479 .8[N ]

2) Reactiunile in plan vertical

⇒V B=2312 .3[N ]

⇒V A=−8111 .49[N ]

3) Diagrama de momente in plan orizontal

x1∈(0 , l ')

M 0=−58937 .2

M (l ' )=−220979[N ·mm]

x2∈(0 , l1)

M 0=−220979

M (l1 )=−67256 .3[N ·mm]

x3∈(0 ,l2)

M 0=0

M (l2 )=24825 .3 [N ·mm]

4) Diagrama de momente in planul verticalx1∈(0 , l ')

M 0=0

M (l ' )=65075 .5 [N ·mm]

x2∈(0 , l1)

M 0=65075 .5

M (l1 )=−267679[N ·mm ]

x3∈(0 ,l2)

M 0=0

M (l2 )=201174 .7 [N ·mm ]

M î rez1=√M î V2 +M î H

2 =58937 .1 [N ·mm ]

M î rez2=√M î V2 +M î H

2 =230361 .9[N ·mm ]

M î rez3=√M î V2 +M î H

2 =275999 .1[N ·mm ]

M î rez 4=√M î V2 +M î H

2 =202700 .7[N ·mm]

M î ech1=√M î rez12 +α · M t

2=113913 .3[N ·mm]

M î ech2=√M î rez22 +α · M t

2=250138 .5[N ·mm ]

M î ech3=√M î rez22 +α ·M t

2=292708 .3[N ·mm ]

M î ech4=√M î rez 22 +α · M t

2=224922 .7 [N ·mm]

=> d =

=>d = 32 [mm]

Proiectarea cutiei de viteze

Se se proiecteze o cutie de viteze pentru un autovehicul cu urmatoarele date tehnice:

- tipul: autoturism

- momentul motor maxim: 240 [Nm]

- turatia la momentul motor maxim: 2400 [rot/min]

- puterea maxima: 74 [kW]

- turatia la putere maxima: 4000 [rot/min]

- masa: 1300[kg]

I. NOȚIUNI GENERALE

1. NOTIUNI GENERALE PRIVIND CUTIA DE VITEZE

Cutia de viteze este un ansamblu de roți dințate care servește la transformarea forței și

transmiterea mișcării de rotație la diferite agregate sau vehicule.

Ea este o componentă din lanțul cinematic al transmisiei care permite lărgirea gamei de

turații și de momente la roata motrică.

Se montează, de obicei, între ambreiaj și transmisia longitudinală. La autovehiculele

construite după soluția „totul în fața sau „totul în spate” transmisia longitudinală dispare, astfel

încât cutia de viteze se dispune între ambreiaj și transmisia centrală.

Cutia de viteze în cadrul sistemului de transmisie al autovehiculelor îndeplineste un rol

multiplu: de amplificare a cuplului motor și de lărgire a domeniului de turației a roților motrice,

peste cel acordat de limitele de turație a motorului, precum si acordare a posibilitații de mers

înapoi și de intrerupere a lanțului cinematic al mecanismului de transmisie, pentru staționarea

autovehiculului timp îndelungat cu motorul in funcțiune.

Cutia de viteze realizează, prin valori diferite ale rapoartelor de transmisie numite trepte de

viteză, acordarea posibilitaților energetice ale motorului la cerințele energetice ale

autovehiculului in mișcare cu asigurarea unor performanțe dinamice, de consum de combustibil

și de poluare cât mai bune.

2. DESTINATIA, CONDITIILE IMPUSE SI CLASIFICAREA CUTIILOR DE VITEZE

Cutia de viteze este al doilea organ al transmisiei automobilului, in sensul de transmitere a

miscarii de la motor, avand urmatoarele functii:

- permite modificarea fortei de tractiune in functie de variatia rezistentelor la inaintare;

- permite mersul inapoi al automobilului, fara a inversa sensul de rotatie a motorului;

- realizeaza intreruperea indelungata a legaturilor dintre motor si restul transmisiei in cazul

in care automobilul sta pe loc cu motorul in functiune.

Cutia de viteze a unui automobil trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii:

- sa asigure calitati dinamice si economice bune

- sa prezinte siguranta in timpul functionarii

- sa prezinte o constructie simpla, rezistenta si sa fie usor de manevrat

- sa prezinte o functionare fara zgomot si sa aiba un randament cit mai ridicat

- sa aiba o rezistenta mare la uzura

- sa fie usor de intretinut.

Cutia de viteze se clasifica dupa modul de variatie a raportului de transmitere si dupa modul

de schimbare a treptelor de viteze.

Dupa modul de variatie al raportului de transmitere, cutiile de viteze pot fi:

- cu trepte care au numar determinat de rapoarte de transmitere

- continue sau progresive

Cutiile de viteze cu trepte se clasifica dupa felul miscarii axei arborilor si dupa numarul

treptelor de viteze.

Dupa felul miscarii axei arborilor, cutiile de viteze cu trepte pot fi:

- cu axe fixe, la care arborii au axa geometrica fixa,

- planetare

Dupa numarul treptelor de viteze, cutiile de viteze pot fi cu:

- trei trepte

- patru trepte

- cinci trepte

- sase sau chiar mai multe trepte.

Dupa modul de schimbare al treptelor de viteze, cutiile de viteze pot fi:

- cu comanda directa

- cu comanda semiautomata

- cu comanda automata

3. PARTILE COMPONENTE LA CUTIEI DE VITEZE

Cutia de viteze, indiferent de numarul treptelor, se compune din:

- mecanismul reductor sau cutia de viteza propriu-zisa

- mecanismul de comanda:

dispozitivele de fixare

dispozitivele zavorire a treptelor.

Fig. 1.1 Componentele cutiei de viteze

3.1. Mecamismul reductor al cutiei de viteze

Mecanismul reductor are rolul de a transmite momentul motor si de a modifica raportul

de transmitere.

In general un mecanism reductor se compune din trei arbori: primar, intermediar si

secundar si un carter. Transmiterea momentului motor intre cei trei arbori se face cu ajutorul mai

multor perechi de roti dintate.

La cutiile de viteze cu trei arbori

Arborele primar, care este in general si arborele

ambreajului primeste miscarea de la motor prin

intermediul ambreiajului. In prelungirea lui se

gaseste arborele secundar, care transmite miscarea

la transmisia longitudinala, fiind prevazut cu

caneluri pe care pot culisa unele roti dintat si

mansonul. Arborele intermediar este asezat paralel

cu arborele secundar, pe el fiind fixate alte roti

dintate.

In general, rotile dintate de diametru mai mic sint executate impreuna cu arborele, iar cele

de diametru mai mare sint fixate prin pana. Roata doi de pe arborele intermediar este angrenata

permanent cu roata 1 al arborelui primar, astfel ca arborele intermediar se va roti tot timpul cat

motorul va fi in functiune si ambreiajul este cuplat.

Cand motorul functioneaza, dar automobilul sta pe loc, miscarea se transmite de la

arborele primar la arborele intermediar, arborele secundar fiind liber, adica rotile de pe el nu

angreneaza cu nici una dintre rotile corespunzatoare de pe arborele intermediar.In aceasta situatie

cutia de viteze se afla in pozitie neutra(punct mort).

Diversele trepte ale cutie de viteze se obtin prin deplasarea pe arborele secundar a

blocului de roti dintate sau al mansonului. In felul acesta miscarea se poate transmite de la

arborele intermediar la arborele secundar prin unele perechi de roti dintate.

Cutia de viteze cu trei arbori da posibilitatea obtinerii treptei de priza directa prin

cuplarea directa a arborelui primar cu cel secundar cu ajutorul mansonului. In aceasta treapta,

cutia de viteze functioneaza aproape fara zgomot si cu un randament ridicat.

La cutiile de viteze cu doi arbori,

Momentul se transmite

de la ambreiaj la arborele

primar si de aici, prin una

din perechile de roti, la

arborele secundar. Pinionul

conic al arborelui secundar

(pinionul de atac).

angreneaza direct cu

coroana dintata a

diferentialului. Cuplarile

diferitelor viteze se fac cu

ajutorul mecanismelor de cuplare, precum si cu roata mobila.

3.1. Solutii constructive de cuplare a treptelor

Cuplarea treptelor se poate obtine prin:

roti dintate cu deplasare axiala (culisante)

roti dintate angrenate permanent si mansoane de cuplare simple

roti dintate angrenate si sincronizatoare.

3.2. Treapta de mers inapoi

Treapta de mers inapoi se obtine prin intercalarea unor roti dintate suplimentare intre cele

doua roti dintate ale treptei 1.

3.3. Mecanismul de comanda a cutiei de viteze

Acest mecanism are rolul de a cupla si decupla perechile de roti dintate cu scopul obtinerii

diferitelor trepte.

Comanda treptelor se poate face manual sau cu servocomanda. Comanda manuala poate

fi la randul ei directa, cu maneta pe capacul cutiei de viteze, sau de la distanta, utilizata la

automobilele la care cutia de viteze nu se gaseste in apropierea locului conducatorului.

Comanda directa cu maneta asezata pe capacul cutiei de viteze.

Maneta este prevazuta cu o articulatia sferica, pentru a putea oscila in locasul sferic al

cutiei de viteze, cu scopul executarii operatiilor de cuplare a treptelor. In capacul pot culisa tijele,

pe care sint fixate furcile.

Aceste furci au niste locasuri in forma de U, in care intra capatul inferior al manetei.

Fiecare furca poate comanda succesiv doua trepte. Articulatia sferica este apasata in locasul sau

de un arc.

Pentru cuplarea unei trepte, conducatorul deplaseaza maneta, in plan transversal, in

dreapta sau stanga, astfel incat capatul inferior al manetei sa intre in locasul in forma de U al

tijei. Apoi, prin deplasarea manetei in plan longitudinal, inainte sau inapoi, tija culiseaza si

deplazeaza odata cu ea, furca pe care o poarta, cupland treapta corespunzatoare.

Rezulta ca, pentru cuplarea unei trepte, sunt necesare doua operatii: selectarea (alegerea)

treptei si cuplarea propriu-zisa a treptei.

Mai exista si alte tipuri de comanda: comanda la distanta, si mecanismul de comanda cu

maneta pe coloana volanului.

3.4. Dispozitivul de fixare a treptelor

Dispozitivul de fixare a treptelor exclude posibilitatea autocuplarii si autodecuplarii treptelor

si de aasigura angrenarea rotilor pe toata lungimea dintilor.

La automobile, dispozitivele de fixare cele mai raspindite sunt cele cu bile.

Pentru fixarea treptelor, fiecare tija culisanta, are pe partea superioara 3 locasuri semisferice in

care intra bila, apasata de un arc. Locasurile extreme ale tijei corespund celor doua trepte pe care

le realizeaza furca respectiva, iar cel din mijloc, pozitiei neutre.

Distantele dintre aceste locasuri trebuie astfel alese incat bila sa nu permita deplasarea de la

sine a tijei culisante datorita vibratiilor sau fortelor axiale produse la angrenarea rotilor dintate, ci

numai sub efortul depus de conducator.

3.5. Dispozitivul de zavorire a treptelor

Dispozitivul de zavorire a treptelor exclude posibilitatea cuplari concomitente a mai multor

trepte.

Zavorarea treptelor de viteza se obtine prin practicarea unui locas lateral in fiecare tija, astfel

incat boltul (zavorul) sa impiedice cuplarea simultana a doua trepte. Unele scheme de organizare

prevad in locul boltului, cate doua bile.

In pozitia neutra, toate locasurile se afla pe aceeasi linie, iar intre bile si locasuri exista un joc

mic.

Daca se deplaseaza tija centrala, ea va actiona asupra bilelor, care vor iesi din locasuri, si le

va obliga sa intre in locasurile tijelor. Astfel, tijele extreme se vor zavori si nu se vor elibera pana

cand tija centrala este readusa in pozitia neutra.

In cazul deplasarii tijei extreme, se va actiona asupra bilelor, scotandu-le din locasul ei si

obligindu-le sa intre in locasul tijei centrale. In momentul in care bilele au intrat in locasul tijei

centrale, ele vor deplasa stiftul din locas in locasul din cealalta parte a tijei.

Prin aceasta deplasare, stiftul va deplasa bilele sa intre in locasul tijei. In acest fel, tijele sunt

zavorate in pozitia neutra.

4. TIPURI CONSTRUCTIVE DE CUTII DE VITEZE

4.1. Cutii de viteze pentru autoturisme

Cutiile de viteze pentru autoturisme se construiesc cu trei, patru sau cinci trepte, in

functie de capacitatea cilindrica a motorului:

capacitate cilindrica medie si mare cu trei trepte, deoarece, avind o rezerva mare de

putere, nu necesita schimbarea deasa a treptelor

capacitate cilindrica mica si spre medie cu patru trepte si mai rar cu cinci trepte.

Autoturismele construite dupa solutia „clasica” (motorul in fata si puntea motoare in

spate) sunt prevazute cu cutii de viteze cu trei arbori.

In cazul autoturismelor construite dupa solutiile „totul in fata” si „totul in spate”,

deoarece nu se poate obtine coaxialitatea arborelui primar cu arborele secundar, „priza directa”

lipseste.

In acest caz, cutia de viteze are doi arbori: arborele primar, cuplat cu arborele

ambreiajului printr-un manson, si arborele secundar, montat sub arborele primar.

La aceste cutii de viteze, valoarea raportului de transmisie, in treapta cea mai rapida, este

subunitara sau supraunitara.

4.2. Cutii de viteze pentru autocamioane si autobuze

Cutiile de viteze pentru autocamioane si autobuze se construiesc cu numar mai mare de

trepte,patru,cinci sau sase trepte.

Cutia este de tipul cu trei arbori si permite obtinerea a patru trepte pentru mersul inainte si

una pentru mersul inapoi. Cuplarea diverselor trepte se obtine cu ajutorul mansoanelor cu gheare.

La aceaste cutii de viteze, rotile dintate sunt montate pe arborele secundar prin intermediul unor

rulmenti cu role ace.

Cuplarea treptei de priza directa sau a treptei reducatoare se realizeaza cu ajutorul unui

sincronizator.

4.3. Cutii de viteze planetare

Cutiile de viteze planetare se caracterizeaza prin aceea ca unele dintre rotile dintate

executa in acelasi timp o miscare de rotatie in raport cu propria lor axa si o miscare de revolutie

in raport cu axa centrala a mecanismului. Rotile dintate sint cilindrice si au dintii drepti sau

inclinati. Schimbarea treptelor se face cu ajutorul unei frane, al unui ambreiaj sau combinat,rotile

dintate fiind permanent angrenate.

In raport cu cutiile de viteze normale, cele planetare prezinta avantajele:

- trecerea de la o treapta la alta se face mai usor

- viteza medie a automobilului creste, schimbarea treptelor facandu-se fara pauze

- functionarea silentioasa

- se preteaza la automatizare

- permit obtinerea unor rapoarte de transmisie mari, la dimensiuni de gabarit mic.

In acelasi timp, insa, cutiile de viteze planetare au o constructie complicata care cere precizie

mare de executie, echilibraj perfect, montaj de precizie.

Pentru ca un mecanism planetar simplu sa poata constitui o transmisie, trebuie ca unul

din cei trei arbori sa devina arbore conducator, altul arbore condus, iar al treilea sa poata fi

imobilizat (cu ajutorul unei frine sau al unui ambreiaj).

Mecanismele planetare pot fi cu angrenare interioara sic u angrenare exterioara.

In miscarea lor complexa, un punct de pe circumferinta pinioanelor sateliti descrie o

curba epicicloida (la angrenare exterioara) sau hipocicloida (la angrenarea interioara.

4.4. Cutii de viteze continue (progresive)

Datorita numarului limitat de trepte, cutiile de viteze cu trepte prezinta dezavantajul ca

adaptarea momentului motor,a carui variatie este redusa,la momentul rezistent, care are o variatie

foarte mare, se face discontinuu, ceea ce contribuie la scaderea calitatilor dinamice si economice

ale automobilului.

Transmisiile continue au urmatoarele avantaje:

- usurinta in conducerea automobilului, permitand reducerea partiala sau totala a

schimbarii comenzilor, marind si siguranta circulatiei

- posibilitatea maririi capacitatii de trecere, deoarece forta tangentiala la roata este mai

mare

- cresterea durabilitatii transmisiei

4.5. Cutia de viteze hidrodinamica

Cutia de viteze hidrodinamica este un variator de cuplu cu autoreglare, adica realizeaza

variatia momentului motor si a raportului de transmitere, automat, fara servomecanism.

Spre deosebire de ambreiajul hidraulic care transmite un moment egal cu momentul

motor, cutia de viteze hidrodinamica transmite un cuplu care se modifica cu turatia, adica

transmiterea miscarii se face cu transformarea momentului. Din aceasta cauza, cutia de viteze

hidrodinamica se mai numeste si hidrotransformator.

In principiu, un hidrotransformator simplu se compune din trei elemente hidraulice cu

palete, si anume: pompa, turbina si reactorul.

5. MATERIALE UTILIZATE IN CONSTRUCTIA CUTIILOR DE VITEZE

Rotile dintate se executa din oteluri aliate.

Pentru marirea duratei de functionare, rotile dintate sunt supuse unui tratament

termochimic (cementare sau cianurare), urmat de tratamentul termic corespunzator. In cazul

rotilor dintate care se cementeaza, se utilizeaza otelurile aliate de tipul 15 CO 8, 18 MC 10, 18

MoCN 13X, 21 MoMc 12X, 13 CN 30 X, 21 TMC 12 sau 28 TMC 12 (STAS 791-66).

Pentru rotile dintate care se cianureaza se folosesc, in general, otelurile aliate cu Cr-Ni-Mo.

Arborii cutiei de viteze sint executati, in general, din oteluri aliate.

Pentru arborii executati dintr-o bucata cu rotile dintate, se recomanda acelasi material ca si

rotile dintate, iar pentru ceilalti arbori, oteluri aliate cu un continut mediu de carbon, de tipul: 41

MoC 11X, 40 C 10,50 VC 11 etc.

Carterul cutiei de viteze este executat, de obicei, din fonta cenusie, nealiata de

rezistenta medie. Pentru reducerea greutatii se utilizeaza si cartere din aliaje de aluminiu.

6. DEFECTE IN EXPLATAREA CUTIILOR DE VITEZE SI INLAURAREA LOR

Defectele in exploatare ale cutiei de viteze se pot manifesta sub forma:

blocarea cutiei de viteze, ramanerea cutiei intr-o treapta, fara posibilitatea de a mai cupla alta,

autodecuplarea cutiei de viteze, schimbarea cu zgomot a treptelor la demaraj, cu ambreiajul

decuplat complet, zgomot continuu mai puternic la mersul in plina sarcina, zgomot asemanator

unui huruit puternic sau unei trosnituri, cu intentii de blocare a cutiei de viteze, bataie

ritmica,schimbarea greoaie a treptelor.

Blocarea cutiei de viteze. Defectul se manifesta mai ales, la pornirea din loc sau la mersul

inapoi, ca urmare a deteriorarii dispozitivului de zavorire a treptelor sau din cauza ruperilor de

dantura.

Defectarea dispozitivului de zavorire a treptelor poate duce la cuplarea a dou trepte in

acelasi timp rezultind o blocare a cutiei de viteze. Defectul se elimina prin inlocuirea pieselor

uzate.

Ruperea dintilor pinioanelor conduce la blocarea cutiei de viteze, atunci cind fragmente

din dantura sparta se intepenesc intre dintii pinioanelor.

Cauzele ruperii dintilor pinioanelor pot fi: solicitari mari, datorita ambreierilor bruste,

manevrari gresite ale manetei de comanda, oboseala materialului si uzuri avansate. Inlaturarea

defectului se poate face numai intr-un atelier de reparartii prin inlocuirea pinioanelor cu dintii

rupti.

Ramanerea cutiei de viteze intr-o treapta, fara posibilitatea de a mai cupla alta. Defectul

se datoreste mai multor cauze, mai importante fiind: ruperea manetei de schimbare a treptelor,

ruperea furcilor de cuplare sau tijelor culisante, defectarea dispozitivului de zavorire si

congelarea uleiului pe timp de iarna.

Ruperea manetei de schimbare a treptelor de viteze se poate datora oboselii materialului

sau manevrarilor bruste, indeosebi iarna, cand uleiul de transmisie din carter este prea vascos.

Daca maneta s-a rupt deasupra articulatiei sferice,pentru a se putea continua drumul pina

la atelierul de reparatie, se va folosi o cheie tubulara ori o teava-introdusa pe capatul manetei-cu

ajutorul careia se vor schimba treptele.

Daca maneta s-a rupt sub articulatia sferica, trebuie demontat capacul cutiei de viteze si

scos capatul rupt al manetei pentru a preveni producerea unei avarii:se introduce, apoi, in treapta

intii sau a doua de viteza cu ajutorul unui levier,dupa care se monteaza la loc capacul, si,

debreind, se porneste motorul, continuindu-se, apoi, drumul pina la atelierul de reparatie, fara a

se mai schimba treapta.

Ruperea furcilor de cuplare sau a tijelor culisante se produce datorita oboselii

materialului, schimbarilor bruste sau manevrarilor fortate cind uleiul este congelat. Defectul se

constata prin faptul ca desi maneta se poate manevra, totusi nu se realizeaza cuplarea treptelor.

Daca se produce ruperea unor bucati din furca, acestea pot cadea in carterul cutiei de viteze,

putind sa patrunda intre rotile dintate, distrugind dantura sau chiar fisurind carterele.

Pentru a se preveni producerea unor astfel de deteriorari, la imposibilitatea cuplarii

pinioanelor se debreiaza si se opreste motorul.

Autodecuplarea cutiei de viteze („sare din viteza”) defectulse poate datora urmatoarelor

cauze: defectarea dispozitivului de fixare a treptelor,danturilor pinioanelor si danturilor de

cuplare (crabotii) uzate accentuat,rulmenti cu jocuri mari, jocuri axiale mari ale pinioanelor pe

arborele secundar.

Defectarea dispozitivului de fixare a treptelor se produce ca urmare a slabirii arcurilor sau

a iesirii bilelor din locasurile lor, precum si uzarii tijelor culisante. Defectiunea conduce la

autodecuplarea treptei. Defectul se elimina inlocuindu-se partile uzate ale dispozitivului de

fixare.

Uzura excesiva a rulmentilor conduce la jocuri mari care determina neparalelismul cutiei

de viteze. Defectul se datoreste unui numar mare de cauze: ungerea insuficienta, existenta unor

impuritati in ulei, montaj prea strins, centrarea incorecta a cutiei de viteze fata de motor etc.

Shimbarea cu zgomot a treptelor la demaraj, cu ambreiajul complet decuplat.

Cauza defectiunii o poate constitui uzura sau deteriorare sincronizaritoarelor: indeosebi se

uzeaza inelel de blocare.

Datorita functionarii necorespunzatoare a sincronizatoarelor, cuplarea treptelor se face cu

zgomot, datorita faptului ca vitezele unghiulare ale elementelor, in momentul cuplarii, nu mai

sint egale.

Zgomot continuu mai puternic la mersul in plina sarcina.

Manifetarea se datoreste uzurii sau deteriorarii rulmentilor arborilor. De asemenea,ea poate

aparea si la montajul prea strins,fiind urmata de de incalziri locale ale lagarelor si, eventual, de

griparea rulmentilor.

Zgomot asemamator unui huruit puternic sau unei trosnituri, cu intentii de blocare a cutiei

de viteze. Aceste manifestari se datoreaza spargerii corpurilor de rostogolire ale rulmentilor.

Bataia ritmica. Defectiunea se datoreste ruperii danturii rotilor dintate. Daca zgomotul

este la fel de puternic in oricare dintre trepte, inseamnaca s-a produs ruperea danturii rotilor

dintate permanent angrenate, fixe pe arbori. In cazul in care ruperea danturii s-a produs la o roata

dintata libera pe arbore si care se cupleaza cu ajutorul unui sincronizator, bataia apare numai intr-

o anumita treapta, cind se cupleaza roata respectiva. Continuarea drumului se va face cu

automobilul remorcat pina, la atelierul de reparatii.

II. MEMORIU DE CALCUL

1. NIVELUL TEHNICII ACTUALE PRIVIND CONSTRUCTIA CUTIILOR DE VITEZE

PENTRU AUTOVEHICULE

Rezistenţele la înaintarea automobilului variază mult în funcţie de condiţiile de deplasare şi

corespunzător acestora trebuie modificată si forţa de tracţiune. Marea majoritate a automobilelor

actuale sunt echipate cu motoare cu ardere internă, a căror particularitate constă în faptul că

permit o variaţie limitată a momentului motor, respectiv a forţei de tracţiune. Din această cauză,

automobilele prevăzute cu motoare cu ardere internă trebuie să fie înzestrate cu o cutie de viteze

avînd rolul:

— să permită modificarea forţei de tracţiune în funcţie de variaţia rezistenţelor la înaintare;

— să permită deplasarea automobilului cu viteze reduse ce nu pot fi asigurate de către

motorul cu ardere internă, care are turaţia minimă stabilă relativ mare;

— să permită mersul înapoi al automobilului fără a inversa sensul de rotaţie al motorului;

— să realizeze întreruperea îndelungată a legăturii dintre motor şi restul transmisiei, în cazul

în care automobilul stă pe loc, cu motorul în funcţiune.

Cutiile de viteze trebuie să îndeplinească condiţiile: să asigure automobilului cele mai bune

calităţi dinamice şi economice la o caracteristică exterioară dată a motorului; acţionare simplă şi

comodă; funcţionare si¬lenţioasă: construcţie simplă; randament ridicat; siguranţă în funcţionare;

fiabilitate ridicată; greutate mică; gabarit redus; întreţinere uşoară.

Se va realiza o scurta prezentare a solutiilor constructive recente utilizate în construcţia

cutiilor de viteze pentru autovehicule rutiere, modul de funcţionare şi principalele avantajele şi

dezavantajele faţă de soluţiile clasice.

Se aleg urmatoarele date iniţiale necesare calculelor ulterioare:

- tipul motorului (MAS sau MAC)

- tipul cutiei de viteze (cu doi arbori sau cu trei arbori)

- valoarea coeficientului aerodinamic k

- valoarea ariei sectiunii transversale a autovehiculului A=E⋅H

- tipul anvelopelor

- randamentul total al transmisiei autovehiculului ηt

Se calculează valoarea razei de rulare a roţilor cu relaţia:

rr=0. 96⋅r0 [m ] (2. 1. )rr=0. 96⋅0 ,330=0 ,310

rr=0 , 310 [m ]

Unde: r0 - raza liberă a roţii

λ= 0,940 ...0,980 - pentru pneurile de autoturisme

λ = 0,945 ...0,950 - pentru pneurile de autocamioane , autobuze , etc.

La anvelopa tip 185/65 R15 cifrele inscripţionate reprezintă :

185 - B - balonajul anvelopei în mm ( lăţimea )

65 - H/B - raportul dintre înăţimea secţiunii anvelopei şi balonajul acesteia exprimat

in procente

15 - Dj - diametrul jantei roţii exprimat in ţoli ( 1 ţol = 25,4 mm )

Raza liberă a roţii r0 va fi : r0 = 15 / 2 x 25,4 + 185 x 65% = 310 [mm].

În cazul în care rapotul H/B nu este precizat se consideră H/B=0,82.

2. DETERMINAREA PARAMETRILOR DINAMICI AI AUTOVEHICULULUI

2.1. Determinarea caracteristicii exterioare a M.A.I.

În cazul în care sursa energetică a autovehiculului este un motor cu ardere internă cu

piston , parametrii funcţionali ai acestuia influenţează în mod evident şi parametrii dinamici ai

autovehiculului .

Caracteristica de turaţie exterioară reprezintă variaţia puterii maxime a motorului în

funcţie de turaţie, dezvoltată la sarcină totală şi în condiţii de reglaje optime ale motorului.

Sarcina totală este atunci când obturatorul carburatorului este complet deschis sau cremaliera

pompei de injecţie este în poziţia corespunzătoare debitului maxim. Reglajele optime se referă în

principal la avansul la declanşarea scânteii electrice sau la începerea injecţiei şi la regimul termic

al motorului .

Există două domenii de funcţionare a motorului :

- domeniul de turaţie nM – nP de funcţionare stabilă a motorului

- domeniul de turaţie nmin – nM de instabilitate a funcţionării

Domeniul de stabilitate al funcţionării se apreciază prin coeficientul de elasticitate al motorului

’’Ce’’ definit de raportul :

Ce =

nMnP (2.2.)

La MAS Ce = 0,45...0,65 , iar la MAC Ce = 0,55...0,75 .

Variaţia momentului motor în domeniul de stabilitate se apreciază prin coeficientul de

adaptabilitate (supleţe) ’’Ca’’ :

Ca =

Mmax

M P (2.3)

La MAS Ca = 1,10...1,40 , iar la MAC Ca = 1,05...1,15 .

Pentru calcule aproximative se apreciază că valorile momentului motor variază în funcţie de

turaţia arborelui cotit după o parabolă patratică de forma:

Me = MP [α+β n

nP−δ ( nnP )

2] [Nm] (2.4)

Unde: α, β, δ - coeficienţi ale caror valoari se pot calcula cu următoarele relaţii stabilite empiric

pe baza determinărilor experimentale :

la MAS : α =

Ce2−Ca (2⋅Ce−1 )

(Ce−1 )2 ; β =

2⋅Ce⋅(Ca−1 )(Ce−1 )2 ; δ =

Ca−1

(Ce−1 )2 (2.5)

α=0,80

β=1,23

δ=1,02

Puterea efectivă se calculează în functie de momentul motor cu relaţia:

Pe =

M e⋅n9554 [ kw] (2.6)

Tab 2.2 – Valorile parametrilor caracteristicii exterioare

n [rot/min] P [KW] M [Nm]

800 20.09629 162.0008

1000 25.12037 164.0025

1200 30.14444 165.6268

1400 35.16852 166.8737

1600 40.19259 167.7432

1800 45.21666 168.2353

2000 50.24074 168.35

2200 55.26481 168.0873

2400 60.28888 167.4472

2600 65.31296 166.4297

2800 70.33703 165.0348

3000 75.36111 163.2625

3200 80.38518 161.1128

3400 85.40925 158.5857

3600 90.43333 155.6812

3800 95.4574 152.3993

4000 100.4815 148.74

- se reprezintă diagrama variaţiei Me =f(n) şi Pe = f(n)

8001000

12001400

16001800

20002200

24002600

28003000

32003400

36003800

40000

20

40

60

80

100

120

140

160

180

PeMe

Fig 1.2 Diagrama variaţiei momentului si puterii maxime in functie de turatia motorului

2.1.1. Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale

Pentru determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale se utilizează

ecuaţia de bilanţ al puterii la roţile motoare ale autovehicului pentru ultima treaptă a cutiei de

viteze (notata în acest caz cu cu k) a carei formă generală este:

Pr = Prul + Pp + Pa + Pd, [kW] (2.7)

Unde: Pr - puterea la roţile motoare (primită de la motor)

Prul - puterea necesară învingerii rezistenţei la rulare,

Pp - puterea necesară învingerii rezistenţei la urcarea pantei,

Pa - puterea necesară învingerii rezistenţei aerului,

Pd - puterea necesară învingerii rezistenţei la accelerare (demarare)

La deplasarea cu viteză constantă, mai mică decât viteza maximă posibil a fi dezvoltată în

treapta respectivă, nu este utilizată întreaga putere de care dispune motorul, el funcţionând la o

sarcină parţială.

Întrucăt viteza maxima indicată de constructor se referă la deplasarea autovehicului pe

drum orizontal în ultima treapta a cutiei de viteze, rezultă că atăt puterea necesară învingerii

rezistenţei la urcarea pantei, cât si puterea necesară învingerii rezistenţei la accelerare vor fi nule.

În acest caz, bilanţul de puteri devine:

Pr = Pe · ηt = Prul + Pa [kW] (2.8)

Unde : Prul=f∗Ga∗V

360 ❑[kW] (2.9)

Pa= k∗A∗V❑3

4680 [kW] (2.10)

V= 0.377* n∗rricvk∗io

[m/s] (2.11)

Conform studiului modelelor similare de autovehicule, pentru ultima treaptă a cutiei de

viteze se adoptă valoarea raportului de transmitere icvk astfel:

icvk = 0,80 în cazul cutiilor cu doi arbori,

sau icvk = 1, în cazul cutiilor cu trei arbori

Se aleg în continuare patru valori ale raportului de transmitere al transmisiei principale io,

situate în intervalul rezultat prin studiul modelelor similare de autovehicule. Acestea trebuie sa

fie numere raţionate deoarece sunt rezultatul raportului dintre numerele de dinti ai unor roti

dinţate. Pentru fiecare dintre aceste valori ale lui io se determină bilanţul de puteri la roată

utilizând relaţiile de mai sus. Rezultatele se centralizează în patru tabele de forma următoare:

Tab.2.3 Parametrii bilanţului puterilor pentru io = 3.20

n[rot/min] v[km/h] Pe*ηt Prul[kW] Pa[kW] Pr[kW]

[kW]800

36.5218816.077032 11,91 0,16

12,071000

45.6523420.096296 14,89 0,32

15,211200

54.7828124.115552 17,87 0,55

18,421400

63.9132828.134816 20,85 0,87

21,721600

73.0437532.154072 23,82 1,30

25,121800

82.1742236.173328 26,80 1,85

28,652000

91.3046940.192592 29,78 2,54

32,322200

100.435244.211848 32,76 3,38

36,132400

109.565648.231104 35,74 4,38

40,122600

118.696152.250368 38,71 5,57

44,292800

127.826656.269624 41,69 6,96

48,653000

136.95760.288888 44,67 8,56

53,233200

146.087564.308144 47,65 10,39

58,043400 155.218 68.3274 50,63 12,46 63,093600

164.348472.346664 53,60 14,79

68,40

3800 173.4789 76.36592 56,58 17,40 73,984000 182.6094 80.3852 59,56 20,29 79,85

Tab.2.4 Parametrii bilanţului puterilor pentru io = 3.30

n

[rot/min]

v

[km/h]Pe*ηt [kW]

Prul

[kW]

Pa

[kW]

Pr

[kW]

800 35.41515

16.077032 12,20 0,17

12,381000 44.2689

420.096296 15,25 0,34

15,591200 53.1227

324.115552 18,30 0,59

18,891400 61.9765

228.134816 21,35 0,94

22,291600

70.830332.154072 24,40 1,40

25,801800 79.6840

936.173328 27,45 1,99

29,442000 88.5378

840.192592 30,50 2,73

33,232200 97.3916

744.211848 33,55 3,63

37,182400 106.245

548.231104 36,60 4,71

41,322600 115.099 52.25036 39,66 5,99 45,64

2 8

2800123.953

56.269624 42,71 7,48

50,193000 132.806

860.288888 45,76 9,20

54,963200 141.660

664.308144 48,81 11,17

59,973400 150.514

4 68.3274 51,86 13,3965,25

3600 159.3682

72.346664 54,91 15,90

70,813800 168.222 76.36592 57,96 18,70 76,664000 177.075

8 80.3852 61,01 21,8182,82

Tab.2.5 Parametrii bilanţului puterilor pentru io = 3.40

n[rot/min]

v[km/h]

Pe*ηt [kW]

Prul[kW]

Pa[kW]

Pr[kW]

800 34.37353

16.077032 10,56 0,11

10,671000 42.9669

120.096296 13,20 0,22

13,421200 51.5602

924.115552 15,84 0,38

16,22

1400 60.15368

28.134816 18,48 0,61

19,081600 68.7470

632.154072 21,12 0,90

22,021800 77.3404

436.173328 23,75 1,29

25,042000 85.9338

240.192592 26,39 1,77

28,162200 94.5272

144.211848 29,03 2,35

31,382400 103.120

648.231104 31,67 3,05

34,722600

111.71452.250368 34,31 3,88

38,192800 120.307

456.269624 36,95 4,85

41,803000 128.900

760.288888 39,59 5,96

45,553200 137.494

164.308144 42,23 7,23

49,463400 146.087

5 68.3274 44,87 8,6853,55

3600 154.6809

72.346664 47,51 10,30

57,813800 163.274

3 76.36592 50,15 12,1162,26

4000 171.8676 80.3852 52,79 14,13

66,92

Tab.2.6 Parametrii bilanţului puterilor pentru io = 4.00

n

[rot/min]

v

[km/h]Pe*ηt [kW]

Prul[kW]

Pa

[kW]

Pr

[kW]

80029.2175

16.077032 9,89 0,09

9,981000 36.5218

820.096296 12,36 0,18

12,551200 43.8262

524.115552 14,84 0,31

15,151400 51.1306

328.134816 17,31 0,50

17,811600

58.43532.154072 19,78 0,74

20,531800 65.7393

836.173328 22,26 1,06

23,312000 73.0437

540.192592 24,73 1,45

26,182200 80.3481

344.211848 27,20 1,93

29,132400

87.652548.231104 29,67 2,51

32,182600 94.9568

852.250368 32,15 3,19

35,342800 102.261

356.269624 34,62 3,98

38,603000 109.565

660.288888 37,09 4,90

41,993200 116.87 64.30814 39,57 5,95 45,51

4

3400 124.1744 68.3274 42,04 7,13

49,173600 131.478

872.346664 44,51 8,47

52,983800 138.783

1 76.36592 46,98 9,9656,94

4000 146.0875 80.3852 49,46 11,62

61,07

Tab.2.7 Parametrii bilanţului puterilor pentru io = 4.10

n

[rot/min]

v

[km/h]Pe*ηt [kW]

Prul[kW]

Pa

[kW]

Pr

[kW]

800 36.52188

16.077032 9,89 0,09

9,981000 45.6523

420.096296 12,36 0,18

12,551200 54.7828

124.115552 14,84 0,31

15,151400 63.9132

828.134816 17,31 0,50

17,811600 73.0437

532.154072 19,78 0,74

20,531800 82.1742 36.17332 22,26 1,06 23,31

2 8

2000 91.30469

40.192592 24,73 1,45

26,182200 100.435

244.211848 27,20 1,93

29,132400 109.565

648.231104 29,67 2,51

32,182600 118.696

152.250368 32,15 3,19

35,342800 127.826

656.269624 34,62 3,98

38,603000

136.95760.288888 37,09 4,90

41,993200 146.087

564.308144 39,57 5,95

45,513400 155.218 68.3274 42,04 7,13 49,173600 164.348

472.346664 44,51 8,47

52,983800 173.478

9 76.36592 46,98 9,9656,94

4000 182.6094 80.3852 49,46 11,62

61,07

Utilizând datele din tabelele 2.3, 2.4, 2.5, 2.6 si 2.7 se trasează o diagramă de bilanţ al

puterilor, Fig. 2.2, cu ajutorul căreia se fac interpretări comparative asupra caracteristicilor

dinamice ale autovehiculelor, pentru cele cinci cazuri considerate.

Se reprezintă diagrama variaţiei Me =f(n) şi Pe = f(n):

Fig. 1.3 Bilanţul puterilor pentru diverse valori ale io

Valoarea raportului de transmitere al transmisiei principale influenţează intr-o măsură

importantă caracteristicile dinamice ale autovehiculului, drept pentru care, pentru definitivarea

lui se va proceda la o analiză a diagramei obţinute. Dacă se constată ca se poate o altă valoare

pentru io, se ve reface calculele si se va trasa o noua curbă a puterii la roată corespunzătoare

acesteia.

Se alege valoare lui i0 cea mai convenabilă, astfel încât să se atingă viteza maximă

impusă prin temă şi să se obţine o rezervă de putere suficientă pentru demaraj, fără a se depăşi

turaţia maximă admisă a motorului.

III. CALCULUL CUTIEI DE VITEZE

1. ALEGEREA SCHEMEI DE ORGANIZARE A SCHIMBATORULUI DE VITEZE

Cutiile de viteze utilizate frecvent sunt cu doi sau cu trei arbori.

Cutiile de viteze cu doi arbori, deoarece intrarea si iesirea fluxului de putere se face pe

aceiasi parte, sunt utilizate la autoturisme organizate dupa solutia "totul fata" sau "totul spate". In

cazul rapoartelor mari de transmitere in prima treapta, cand se obtine o distanta mare intre axe

determinand dimensiuni mari de gabarit pentru carterul cutiei de viteze si a automobilelor

organizate dupa solutia motor fata punte motoare spate, se folosesc cutii de viteze cu trei arbori.

Datorita temei de proiect, se adopta schimbatorului de viteze cu doi arbori ce echipeaza un

autoturism.

Cutiile de viteze cu doi arbori se întâlnesc frecvent la autoturismele şi autoutilitarele uşoare

derivate din acestea cu motoare dispuse transversal sau longitudinal. Cutiile de viteze cu doi

arbori dispun frecvent de 5 sau 6 trepte de viteză.

Într-o astfel de organizare cutia de viteze cuprinde:

- arborele primar sau arborele de intrare ce primeşte mişcarea de la

arborele cotit al motorului prin intermediul ambreiajului şi include sau susţine

pinioanele conducătoare ale angrenajelor;

- arborele secundar sau arborele de ieşire ce susţine sau include roţile

conduse ale angrenajelor şi trasmite mişcarea direct sau indirect către puntea motoare.

Caracteristicile cutiei de viteze cu doi arbori sunt:

- intrarea şi ieşirea se face la o anumită distanţă (distanţa între axele angrenajelor) de aceeaşi

parte, în cazul soluţiilor de organizare a transmisiei de tip totul faţă (totul spate), când în acelaşi

carter cu cutia de viteze se găsesc înglobate transmisia principală şi diferenţialul, sau în părţi

opuse în cazul soluţiei clasice motor faţă, punte motoare spate, soluţie specifică autoutilitarelor

uşoare, derivate din autoturisme.

- la transferul fluxului de putere participă un singur angrenaj de roţi dinţate.

- un randament superior în toate treptele, exceptând priza directă.

- o gamă de rapoarte mai restrânsă pentru o aceeaşi distanţă între axe.

- în majoritatea cazurilor treapta de mers înapoi este nesincronizată.

Schema cinematică şi de funcţionare a unei cutii de viteze cu cinci trepte

de viteză pentru mersul înainte şi cu una pentru mers înapoi este prezentată în figura 3.1.

Fig. 3.1 Schema cinematica a cutiei de viteze cu doi arbori

Pe arborele primar "ap" se găsesc între lagăre roţile fixe 1, 2, 3, 4 şi în consolă roata liberă 5;

roţile 1, 2, 3, 4 şi 5 se află permanent în angrenare cu roţile 1', 2', 3', 4', montate libere şi 5'

montată fix pe arborele secundar "as".

În vecinătatea roţilor libere se găsesc mecanismele de cuplare cu sincronizare s1, s2, şi s3, ce

servesc la solidarizarea acestora cu arborii pentru obţinerea treptelor de mers înainte.

Funcţionarea cutiei de viteze pentru mers înainte într-o treaptă oarecare are loc astfel: de la

ambreiaj fluxul de putere se transmite arborelui primar "ap", roţii dinţate conducătoare r, roţii

dinţate conduse r' şi arborelui secundar "as".

Legătura între roata liberă şi arborele pe care acesta se sprijină se face prin dantura de cuplare

a sincronizatorului s la deplasarea manşonului acestuia din poziţia neutră.

Roţile dinţate 6, fixă pe arbore primar şi 6', solidară cu manşonul de cuplare al

sincronizatorului s2 servesc la obţinerea treptei de mers înapoi. Cuplarea treptei de mers înapoi,

posibilă numai în poziţia neutră a sincronizatoarelor s1, s2, şi s3 se face prin deplasarea roţii

baladoare intermediare rb, în poziţia în care angrenează simultan cu celelalte roţi dinţate 6 şi 6'.

Aflarea în angrenare a celor trei roţi determină inversarea sensului de mişcare la arborele

secundar faţă de cazul cuplării treptelor de mers înainte.

Functionarea cutiei de viteze in treapa I se face, prin deplasarea axiala a mecanismului de

cuplare "s1" spre stanga (fig 3.2), prin parcurgerea urmatorului lant cinematic: ap-1-1'-s1-as, iar

prin deplasarea mecanismului de cuplare "s1" spre dreapta , dupa aducerea in prealabil a acestuia

in pozitia de punct mort, se realizeaza treapta II (fig 3.3), prin parcurgerea urmatorului lant

cinematic : ap-2-2'-s1-as;

Fig 3.2 Functionarea in treapta I Fig 3.3 Functionarea in treapta II

Functionarea in treapta III se face prin deplasarea axiala a mecanismului de cuplare "s2" spre

stanga prin lantul cinematic: ap-3-3'-s2-as (fig 3.4) realizandu-se o solidarizare a rotii dintate 3

cu arborele secundar "as", iar in treapta IV prin aducerea mecanismului de cuplare s2 in pozitia

de punct mort si deplasarea acestuia spre dreapta prin lantul cinematic: ap-4-4'-s2-as (fig 3.5).

Fig 3.4 Functionarea in treapta III Fig 3.5: Functionarea in treapta IV

Cuplarea treptei V, se face prin deplasarea mecanismului de cuplare "s3" spre stanga, prin

lantul cinematic: ap-5-5'-s3-as (fig 3.6), iar a treptei de mers inapoi prin aducerea in pozitia de

punc mort a mecanismelor de cuplare s1, s2, s3 si deplasarea axiala a rotii baladoare B spre

stanga, realizandu-se urmatorul lant cinematic: ap-6-B-s2-as (fig 3.7).

Aflarea în angrenare a celor trei roţi determină inversarea sensului de mişcare la arborele

secundar faţă de cazul cuplării treptelor de mers înainte.

Fig. 3.6 Functionarea in treapta V Fig. 3.7: Functionarea in treapta de mers inapoi

2. DETERMINAREA RAPORTULUI DE TRANSMITERE IN TREAPTA I-a

Rezistenta la deplasarea pe panta maxima va fi:

αmax=16∘⇒ panta maxima (3.1)

f=0 ,03⇒ coeficient de rezistenta la rulare

ψmax=f⋅cos α max +sinα max (3.2)

ψmax=0 ,03⋅cos16∘+sin 16∘=0 ,30

ψmax=0 ,30

Randamentul transmisiei va fi:

ηtr=0 ,91. .. 0 ,95 (3.3)

Se alege ηtr=0 ,93 .

Viteza critica in trapta I-a va fi:

V crI=270⋅ηtr⋅Pe

nP⋅ψmax

[km /h ](3.4)

V crI=270⋅0 ,93⋅742400⋅0 ,30

=25 .80 [km /h ]

Se alege V crI=25 . 80 [km /h ] .

icvI=0 ,377⋅rr⋅nMV CrI⋅i0 (3.5)

icvI=0 ,377⋅0 ,310⋅240025 .80⋅3 .20

=3 .39

icvI=3 . 39

Rata de etajare va fi:

r=nPnM (3.6)

r=40002400

=1. 66

r=1. 66

icvII=icvIr (3.7)

icvII=3 .391 .66

=2 . 04

icvII=2 .04

icvIII=icvIIr (3.8)

icvIII=2 .041 . 66

=1 .23

icvIII=1 . 23

icvIV=icvIIIr (3.9)

icvIV=1 .231 .66

=0 .74

icvIV=0. 74

icvV=icvIVr (3.10)

icvV=0.741.66

=0 .44

icvV=0 ,11

3. CALCULUL ANGRENAJELOR

3.1. Distanta dintre axele arborilor C

C=26⋅3√M e (3.11)

Unde: Me – momentul motor maxim

C=26⋅3√240=161 .57 [mm ]

C=162 [mm ]

3.2. Distanţele dintre carter şi rotile dinţate

l1=B2+ j1+

b1⋅2

2 ; (3.12)

l1=232

+3+192

=24 [mm ]

l2=b1⋅2

2+ j2+l2+ j3+

b3⋅4

2 ; (3.13)

l2=252

+3+24+3+192

=52 [mm ]

l3=b3⋅4

2+ j4+

b5⋅6

2;

(3.14)

l3=192

+3+232

=24 [mm ]

l4=b5⋅6

2+ j5+b5⋅6+ j6+b7⋅8+ j7+

b7⋅8

2 (3.15)

l4=232

+3+19+3+19+3+192

=68 [mm ]

l5=b7⋅8

2+ j6+

B2 (3.16)

l5=192

+3+232

=24 [mm ]

l6=b1,4

2+ j5+b1+ j9+

b11 ,12

2 (3.17)

l6=192

+3+19+3+192

=44 [mm ]

l7=b11 ,12

2+ j10+

B2 (3.18)

l7=192

+3+232

=24 [mm ]

Unde: B – latimea lagarelor

Se adopta B=23 [mm]

j1… j10 - jocurile dintre rotile dintate si carter sau dintre roti;

Se adopta j1…j10 =3 [mm].

b1,2…b11,12 – latimea perechilor de roti dintate;

Se adopta b1…b10 =19 [mm].

ls – latimea sincronizatorelor;

Se adopta ls =50 [mm].

l1…l7 - distanta dintre carter si rotile dintate si dintre roti.

3.3. Greutatea cutiei de viteze

Gcv=a⋅C3 [N ] (3.19)

Unde: a – coeficient care tine cont de tipul cutiei de viteze

Se adopta a=0,084·10-2 [N/mm3]

Gcv=0 ,084⋅10−2⋅1623=3571 .28 [N ]

Gcv=3571.28⇒35 [kg ]

3.4. Numarul de dinti pe treapta I-a

m=25 , 4DP (3.20)

Unde: m – modulul

DP – diametrul Pitch

Pentru un autoturism cu momentul maxim Me=112, DP=12. Astfel:

m=25 , 412

=2 ,125

Din STAS 822-82 se alege m=2,5.

C1=2⋅Cm (3.21)

C1=2⋅1622,5

=129 . 6 [mm ]

C1=129 .6 [mm ]

z1=2⋅C⋅cos γm⋅(1+icvI ) (3.22)

z1=2⋅162⋅cos25∘

2,5⋅(1+3. 39 )=26 . 75

Se adopta z1=27 dinti.

z2=C1⋅z1 (3.23)

z2=129. 6−27=103

z2=103 dinti.

3.5. Numarul de dinti pe treapta II-a

icvII=z 4

z3 (3.24)

z4=icvII⋅z3 (3.25)

z3=2⋅C⋅cos γm⋅(1+ icvII ) (3.26)

z3=2⋅162⋅cos25∘

2,5⋅(1+2. 04 )=38 . 63

z3=39dinti.

z4=2 . 04⋅39=79 .56

z4=80 dinti.

3.6. Numarul de dinti pe treapta III-a

icvIII=z6

z5 (3.27)

z6=icvIII⋅z5 (3.28)

z5=2⋅C⋅cos γm⋅(1+ icvIII ) (3.29)

z5=2⋅162⋅cos25∘

2,5⋅(1+1. 23 )=52 . 67

z5=53dinti.

z6=1.23⋅53=65 . 19

z6=66 dinti.

3.7. Numarul de dinti pe treapta IV-a

icvIV=z8

z7 (3.30)

z8=icvIV⋅z7 (3.31)

z7=2⋅C⋅cos γm⋅(1+icvIV ) (3.32)

z7=2⋅162⋅cos25∘

2,5⋅(1+0 .74 )=67 .50

z7=68 dinti.

z8=0 .74⋅68=50 .32

z8=51 dinti.

3.8. Numarul de dinti pe treapta V-a

icvV=z10

z9(3.33)

z10=icvV⋅z9(3.34)

z9=2⋅C⋅cosγm⋅(1+icvV )

(3.35)

z9=2⋅162⋅cos25∘

2,5⋅(1+0 ,44 )=81. 56

z9=82dinti.

z6=0 ,44⋅82=36 . 08

z10=37 dinti.

4. CALCULUL GEOMETRIC AL ANGRENAJELOR CU DINTI INCLINATI

4.1. Date initiale

Calculul elementelor geometrice ale angrenajelor se face conform algoritmul

prezentat in tabelul 14-10, pag.24, din „Indrumar de proiectare in constructia de masini” de

GHEORGHE RADULESCU.

Distanta dintre axe impusa tuturor angrenajelor: a = 149 [mm];

Unghiul de presiune de referinţă normal: α 0=20∘

Coeficientul normal al capului de referinţă: han¿ =1 , conform

STAS 821 – 82;

Coeficientul normal al jocului de referinţă la capul dintelui:

cn¿=0 ,25

, conform STAS 821-

82;

Unghiul de înclinare de divizare:β=18∘

Unghiul de presiune de referinţă frontal de divizare:

αw=arctg ( tg α n

cos β )=arctg( tg20∘

cos18∘ )=19 ,79∘

(3.36)

inv αw=tg αt−αt⋅

π180 (3.37)

inv αw=tg 20∘−20⋅ π180

=0,0171

inv αw=0,0171

Distanta dintre axe de referinţă: a=

d1+d2

2 (3.38)

a=mt

2 ( z3+z4 )

a=2,52

(39+80 )=148 .75

a=149 [mm ]Unghiul de angrenare in plan frontal:

α t=arccos( a0⋅mt

a⋅cos αw )=arccos(113⋅2,5

113⋅cos20∘)=20∘

(3.39)

α t=20∘

inv α t=tg19 ,79∘−19 ,79⋅ π180

=0,47

inv α t=0,47

Suma deplasarilor specifice de profil:

χ Σ=(inv αw−inv α t ) ( z3⋅z4 )

2⋅tg αt⋅cos β (3.40)

χ Σ=( inv 0 ,017−inv 0 , 47 ) (39+80 )

2⋅tg20∘⋅cos18∘ =0 ,96

χ Σ=0 ,96 [mm ]

Deplasarile specifice de profil:

χ1=0,5 [mm ]

χ Σ= χ Σ− χ1 (3.41)

χ Σ=0 ,96−0,5=0. 46

χ Σ=0 ,46 [mm ]

4.2. Diametrele angrenajului

Diametrele de divizare

d1=m⋅z1 (3.42)

d1=2,5⋅27=67 . 5 [mm ]

d2=m⋅z2 (3.43)

d2=2,5⋅103=257 .5 [mm ]

d3=m⋅z3 (3.44)

d3=2,5⋅39=97 . 5 [mm ]

d 4=m⋅z4 (3.45)

d 4=2,5⋅80=200 [mm ]

d5=m⋅z5 (3.46)

d5=2,5⋅53=132 .5 [mm ]

d6=m⋅z6 (3.47)

d6=2,5⋅66=165 [mm ]

d7=m⋅z7 (3.48)

d7=2,5⋅68=170 [mm ]

d8=m⋅z8 (3.49)

d8=2,5⋅51=127 .5 [mm ]

d9=m⋅z9 (3.50)

d9=2,5⋅82=205 [mm ]

d10=m⋅z10 (3.51)

d10=2,5⋅37=92.5 [mm ]

Diametrele de picior:

d f 1=d1−2⋅m⋅(han

¿ +cn¿−xn1 ) (3.52)

d f 1=67 . 5−2⋅2,5⋅(1+0 ,25−0,5 )=63 .75 [mm ]

d f 2=d2−2⋅m⋅(h¿

an+cn¿−xn 2) (3.53)

d f 2=257 .5−2⋅2,5⋅(1+0 ,25−0 ,38 )=252 .65 [mm ]

Inaltimea dintilor:

h=aw⋅m⋅c c¿−0,5⋅(d f 1+d f 2 ) (3.54)

h=149⋅2,5⋅0 ,25−0,5⋅(63. 75+252 .65 )=6 . 47

h=7 [mm ]

Diametrele cercurilor de cap:

da 1=d f 1+2⋅h

(3.55)

da 1=63 .75+2⋅7=77 . 75

da 2=d f 2+2⋅h

(3.56)

da 2=252.65+2⋅7=266 .65

Diametrele de baza

db 1=d1⋅cosat (3.57)

db 1=77 .75⋅cos25∘=70 . 46 [mm ]

db 1=da 2⋅cos α ot (3.58)

db 1=266 .65⋅cos25∘=241 .66 [mm ]

Calculul gradelor de acoperire:

Gradul de acoperire frontal:ε α=1 ,4117

Gradul de acoperire axial: ε β=

b⋅sin βπ⋅m (3.59)

ε β=sin18∘

π⋅2,5=0 ,866

ε β=0 ,866

Gradul de acoperire total: εψ=εα+ε β=2 ,2773

.

εψ=2 ,2773

4.3. Calculul de rezistenţă al angrenajelor

Principalele criterii de calcul de rezistenta pentru angrenajul exterior cilindric paralel sunt:

Rezistenta la rupere a dintelui;

Rezistenta flancului dintelui la solicitarea de contact;

4.4. Verificarea la incovoiere a dintilor

Efortul unitar la încovoiere la baza dintelui este:

σ i=Ftr 1

b1⋅p⋅y⋅kd⋅k c⋅k ε≤σai

(3.60)

b1=b

cos γ=20

cos25∘ =22 [mm ](3.61)

p1=p⋅cos γ=8⋅cos 25∘=7 [mm ] (3.62)

F t1=Ft

cos γ=51 .01

cos25∘ =56 . 29 [N ](3.63)

Unde: b – latimea danturii:

p – pasul danturii

Ft1 – forta tangentiala

kd – coeficientul dinamic al solicitarii

kc – coeficientul concentrarii eforturilor de la baza dintelui

kε – coeficientul gradului de acoperire

b=ψ⋅p=2,5⋅8=20 [mm ] (3.64)

Unde: p – pasul

p=π⋅m=π⋅2,5=7 ,25 (3.65)

p=8 [mm ]

F t=2⋅M c

m⋅z=2⋅446 . 4

2,5⋅7=51. 017 [N ]

(3.66)

M c=2⋅M e⋅η tr=2⋅240⋅0 ,93=446 . 4 [Nm ] (3.67)

z=z1⋅cos2 γ=21⋅cos225∘=7 ,18⇒ z=7 (3.68)

kd=0,30

kc=0,80

ε=1,5

kε=1,3

y=0,08

σ i=56 .2922⋅8⋅0 ,08⋅0,3⋅0,8⋅1,3

=12 .81 [MPa ]

Valorile admisibile ale efortului unitar de încovoiere sunt prezentate in tabelul:

4.5. Verificarea la presiune de contact

pc=0 ,418√ Fn⋅El

⋅( 1ρ1

⋅ 1ρ2

)≤σ ak

(3.69)

Unde: Fn - forta normala din angrenaj

l - lungimea suprafetelor in contact;

ρ1 si ρ2 - razele de curbura;

E - modulul de elasticitate

       In cazul rotilor dintate cu dinti inclinati:

l= bcos γ

=20cos 25∘ =22. 06 [mm ]

(3.70)

l=22 [mm ]

Unde:  - latimea danturii;

 - unghiul de angrenare;

       - unghiul de inclinare a danturii.

Fn=F t

cosα⋅cos γ(3.71)

Fn=51. 01cos20∘⋅cos25∘ =59 .89 [N ]

(3.72)

    In cazul determinarii efortului unitar de contact in polul angrenarii, razele de curbura se vor

inlocui astfel:

ρ1=rd 1⋅sinαcos2γ

=25⋅sin 20α

cos2 25∘ =13 ,5 [mm ](3.73)

ρ2=rd 2⋅sinαcos2γ

=105⋅sin 20α

cos225∘ =22 ,5 [mm ](3.74)

Adopt rd 1=25 [mm ]

Adopt rd 2=105 [mm ]

pc=0 ,418√59. 89⋅2,1⋅105

22⋅( 1

13 ,5⋅

122,5 )=18 .13 [ MPa ]

(3.75)

pc=18 .13 < pac=1 58 [MPa ]

Rotilor dintate se va aplica un tratament de cianurare.

5. CALCULUL ARBORILOR CUTIEI DE VITEZE

5.1. Predimensionarea arborilor

arborele primar: d p=2 ,28⋅3√M e (3.76)

d p=2 ,28⋅3√240=14 .16 [mm ]

l=170 [mm]

d p

l=0 ,16 . .. 0 ,18

(3.77)

Se adopta

d p

l=0 ,17

. Astfel:

d=0,17∙l=0,17∙170=28.9 [mm]. (3.78)

Se adopta dp=30 [mm].

arborele secundar: d s=( 0,4 .. . 0 ,45 )⋅C (3.79)

d s=0,4⋅162=64 . 8 [mm ]

l=170 [mm]

dsl=0 ,18 . .. 0,2

(3.80)

Se adopta

dsl=0,2

. Astfel:

d=0,2∙l=0,2∙170=34 [mm]. (3.81)

Se adopta dp=34 [mm].

5.2. Determinarea schemei de incarcare a arborilor si calculul reactiunilor din lagare

Arborii sunt solicitaţi la torsiune şi la încovoiere sub acţiunea forţelor din organele susţinute

(roţi dinţate şi elemente de cuplare) şi organele de susţinere (lagăre).In fiecare angrenaj

actioneaza o forta tangentiala Ft , una radiala Fr si una axiala Fa.

- forta tangentiala: F t=

ii⋅M e

rd=3 .15⋅240

25=30 . 24 [N ]

(3.82)

- forta radiala Fr=

Ft⋅tg αn

cos β=30 .24⋅tg 20∘

cos25∘ =12.14 [N ](3.83)

- forta axiala Fa=Ft⋅tg β=30 .24⋅tg 25∘=14 . 10 [N ] (3.84)

- pentru transmisia principala M c=Mmax⋅icv=240⋅0 ,93=223 .2 [Nm ] (3.78)

5.3. Calculul arborilor la incovoiere si torsiune

σ ech=√σ i2+4⋅τ t2

(3.85)

5.3.1. Efortul unitar de incovoiere

σ i=M i

W i (3.86)

M i=M t=M e⋅i0 (3.87)

M t=M e⋅i0=240⋅3. 39=813. 6 [Nm ] (3.88)

5.3.2. Efortul unitar de torsiune

W t=2⋅W i=0,2⋅d3(3.89)

W i=2⋅W i=0,1⋅d3(3.90)

arborele primar

W t=0,2⋅303=5400 [mm3 ]

W i=0,1⋅303=2700 [mm3 ]

τ t=M t

W t

=813 . 65400

=0. 15(3.91)

σ i=M i

W i

=813 .62700

=0 .30(3.92)

σ ech=√σ i2+4⋅τ t2=√0 ,302+4⋅0 ,152=0.42

(3.93)

arborele secundar

W t=0,2⋅353=8575 [mm3 ] (3.94)

W i=0,1⋅353=4287 ,5 [mm3] (3.95)

τ t=M t

W t

=813 .68575

=0.09(3.96)

σ i=M i

W i

=813 .64287 ,5

=0 .18(3.97)

σ ech=√σ i2+4⋅τ t2=√0 ,182+4⋅0 ,092=0. 25

(3.98)

6. ALEGEREA RULMENTILOR

Rulmenţii se aleg din cataloage în funcţie de capacitatea de încărcare dinamică.

arborele primar

Se va folosi Rulment radial-axial cu role conice STAS 32206.

d=30 [mm]

D=62 [mm]

T=21,25 [mm]

C=300 [MPa]

C0=250 [MPa]

arborele secundar

Se va folosi Rulment radial-axial cu role conice STAS 32207.

d=35 [mm]

D=72 [mm]

T=24,25 [mm]

C=300…520 [MPa]

C0=250…390 [MPa]