Cap 2.2 Stabilirea schemei de organizare a SV,determinarea numarului de dinti pentru rotile dintate si trasarea diagramei fierastrau reala

Cap 2.2.1 Stabilirea schemei de organizare a SV

Schema cinematica a cutiei proiectate

Alegerea schemei de organizare se face pe baza rezultatelor obtinute la calculul de tractiune in cadrul caruia s-a efectuat etajarea cutiei de viteze.Cunoscandu-se numarul de trepte,trebuie aleasa solutia de cuplare pentru fiecare treapta,tinand seama de tipul automobilului pentru care se proiecteaza cutia de viteze.In prezent,sunt raspandite la autobuze cutiile de viteze care utilizeaza solutia de cuplare a treptelor cu mufe de cuplare sau sincronizatoare.

In schema de organizare a cutiei de viteze,la alegerea pozitiei rotilor dintate fata de lagarele arborilor,este necesar sa se adopte initial,prin comparatie cu realizari similare existente,urmatoarele elemente:latimea rotilor dintate b,latimea sincronizatoarelor ls,latimea lagarelor B,distantele dintre rotile dintate si jocul dintre rotile dintate j.

Cap 2.2.2 Alegerea distantei dintre axe si a modulului normal

Distanta dintre axe se calculeaza in functie de momentul motor maxim cu formula:

C=26∗3√MM[mm]

Unde:

MM-momentul motor maxim in [DaN*m]’

C=26∗3√MM=26∗3,9=102[mm]

Aceasta distanta se definitiveaza la calculul rotilor dintate.

Modulele rotilor dintate se determina in functie de tipul automobilului si valoarea momentului maxim ce trebuie transmis. Deoarece momentul maxim este de 597,2 [N*m] ,se va alege diametrul pitch (DP)= 6.

Tabelul 2.1 – Valorile diametrului pitch in functie de momentul motor

Modulul se calculeaza cu relatia:

m=25,4/DP=25,4/6=4,23

Aceasta valoare se va rotunji la valoarea inferioara m=4.

Cap 2.2.3 Determinarea numarului de dinti pentru rotile dintate

Calculul porneste de la pastrarea riguroasa a distantei dintre axe pentru toate perechile de roti dintate si de la pastrarea modulului normal.

In cazul acestui tip de cutie de viteze,dantura rotilor dintate este cu dinti inclinati la toate angrenajele,astfel incat pentru toate perechile se vor aplica calculele aferente determinarii numarului de dinti pentru o cutie de viteze cu roti cu dinti inclinati.

Cand se face calculul numarului de dinti ai rotilor dintate trebuie indeplinite mai multe cerinte:realizarea rapoartelor de transmitere determinate la etajarea cutiei de viteze,alegerea pentru pinioanele cu diametrele cele mai mici a numarului de dinti apropiat de numarul minim de dinti admisibil,pentru realizarea unui schimbator de viteze cat mai compact.

Z s+Z p=C∗2∗cos γ1,2

mn

Z s

Z p

=isvj

Unghiul de inclinare al dintilor se calculeaza cu formula:

γ 1,2=arccos (Z p+ZS

2∗C∗mn)

Cu ajutorul acestor formule se pot calcula numerele de dinti pentru toate treptele de viteza ale schimbatorului.

Raportul de transmitere al angrenajului permanent:

i p=¿1.30

Se calculeaza C1=2Cm

=2∗1024

=51[mm]

z1=23 dinti

z2=31 dinti

ε=i pfinal−i pipfinal

∗100=1.174−1.201.174

∗100=3,56 %

γ 1,2=arccos(Z p+Z S

2∗C∗mn)=25,8 °

Treapta I

is1=2,88

Z1= 13 dinti

Z2=37 dinti

is1ef=2,84

ε=i s1−is1ef

is1ef

∗100=1,38 %

γ 1,2=arccos(Z p+Z S

2∗C∗mn)=11,2°

Treapta a II-a

is2=2.076

Z3= 15 dinti

Z4=31 dinti

is2ef=2.066

ε=0,48%

γ 1,2=25,7 °

Treapta a III-a

is3=1.485

Z5= 20 dinti

Z6=29 dinti

is3ef=1.45

ε=¿2.35%

γ 1,2=16,3 °

Treapta a IV-a

is4=1.07

Z7= 23 dinti

Z8=24 dinti

is4ef=1.043

ε=¿2,52%

γ 1,2=22.9 °

Treapta a V-a

is5=0,78

Z9= 20 dinti

Z10=25 dinti

is5ef=0,8

ε=¿2,5%

γ 1,2=28,1 °

Cu ajutorul acestor rapoarte de transmitere,se pot recalcula vitezele de deplasare,minime si maxime in fiecare treapta a schimbatorului de viteze.

V ' j=0.377∗rr∗n '

i0∗iSV 1

∗( n ' 'n' )j−1

, j=1,2,3…N (pentru viteza inferioara)

V ' ' j=0.377∗rr∗n ' '

i0∗iSV 1

∗( n' 'n' )j−1

, j=2,3 …N (pentru viteza superioara)

V’1=25[Km/h]

V’’1=33,34[Km/h]

V’2=33,34 [Km/h]

V’’2=43,34Km/h]

V’3=43,34Km/h]

V’’3=56,34[Km/h]

V’4=56,34[Km/h]

V’’4=73,25[Km/h]

V’5=73,25[Km/h]

V’’5=95,22[Km/h]

0 500 1000 1500 2000 2500 30000

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

Treapta 1Treapta 2Treapta 3Treapta 4Treapta 5

V [ km/h]

n [ rpm]

Fig. 2.1- Diagrama fierastrau reala

Cap 2.2.4 Determinarea numarului de dinti pentru mersul inapoi

Solutia pentru treapta de mers inapoi se alege in functie de posibilitatile constructive ale cutiei de viteze,precum si de raportul de transmitere necesar pentru obtinerea unei forte de tractiune suficient de mare si a unei viteze reduse de deplasare a automobilului pentru a da posibilitatea unei manevrari corecte.

In cazul rotilor de mers inapoi vom alege roti cu dinti drepti pentru a putea folosi mecanismul de cuplare cu roata baladoare.Chiar daca apar socuri si zgomote in angrenare,folosirea limitata a acestora permite folosirea acestei solutii.

Raportul de transmitere in cazul mersului inapoi se considera aproximativ egal cu cel al primei trepte,din conditia de panta maxima,ce trebuie urcata in ambele sensuri.

Deoarece trebuie introdusa o a treia roata in angrenare,pentru a schimba sensul de rotatie,intre rotile de pe arborele primar,respectiv secundar,trebuie sa existe un spatiu.Existenta lui permite obtinerea unui raport de transmitere apropiat de cel al primei trepte.

Raportul din prima treapta de viteze este iSV1=3,75,iar numerele de dinti sunt Z1=13 dinti,respectiv Z2=37 dinti,vom alege pentru treapta de mers inapoi un raport de transmitere de imi=3.6.

Astfel:

Z1mi=13 dinti

Z2mi=47 dinti

Deoarece roata baladoare nu influenteaza raportul de trasmitere al cuplului,ea poate avea orice numar de dinti.Astfel se va alege pentru roata baladoare:

Zbl=13 dinti

Pentru ca roata baladoare sa poata fi permanent in angrenare cu celelalte doua roti,trebuie sa ii gasim cotele de pozitionare.Aici trebuie sa tinem cont de distanta dintre axul rotii baladoare si axele de rotatie a celorlalte roti,pentru ca acestea sa poata fi mereu in angrenare completa.

Astfel se calculeaza distantele:

D1=(Z1mi+zbl )∗mn

2=

(13+13 )∗42

=52mm

D2=(Z2mi+Zbl )∗mn

2=

(47+13 )∗42

=120mm

Cu ajutorul acestor valori se determina pozitia rotii de mers inapoi.(cotele X si Y)

Din figura de mai sus ,cota X va fi inaltime in triunghiul O1O2O3.

S=√ p ( p−C ) (p−D 1 )( p−D 2)

P=C+D1+D 22

=102+52+1202

=137mm

S=√137 (137−10 2 ) (137−52 )(137−120)=√1 37∗3 5∗85∗17 =2632 [mm]2

Dar:

S= X∗C2

=¿ X=2∗SC

=2∗2632102

51.6 [mm ]

Din teorema lui Pitagora:

Y=√D 22−X2=√1202−51.62 =108[mm]

Cap 2.3 Calculul si proiectarea mecanismului reductor

Cap 2.3.1 Alegerea materialului pentru rotile dintate si pentru arbori

Alegerea unui material este influentata de mai multi factori:

-comportarea materialului in functie de procedeele tehnologice de fabricatie

-comportarea in serviciu si durabilitatea piesei proiectate

-comportarea materialului in prezenta concentratorilor de tensiune

-rezistenta la uzura

Din totalitatea materialelor care sunt utilizate in acest scop,de constructie a unui schimbator de viteze,o mare parte dintre acestea sunt construite utilizand oteluri de diferite calitati.

Tabelul 2.1 - Relatii de calcul privind caracteristicile mecanice ale otelurilor

In momentul in care se proiecteaza un angrenaj,este necesar sa se cunoasca mai multe proprietati ale materialului:

-fizico-chimice

-mecanice

-tehnologice

Cunoasterea acestor proprietati ajuta la aplicarea unor tratamente termice si termochimice corecte,care confera danturii rotii dintate conditii de rezistenta,durabilitate sis tructura optima in exploatare.

Material roti dintate

Otelurile folosite pentru constructia rotilor dintate pot fi impartite in doua categorii:

1.Oteluri de imbunatatire(Im) sau normalizate(Norm),la care duritatea miezului si a flancului este mai mica de 350 HB

2.Oteluri ce pot fi durificate superficial prin cementare(Ce),nitrocementare ,nitrurare in baie(NB),calire prin inductie (CIF) sau calire cu flacara(CF),la care duritatea stratului superficial este mai mare de 350 HB.

Tabelul 2.2 - principalele materiale feroase recomandate in constructia rotilor dintate

In tabelul de mai sus sunt prezentate principalele materiale feroase recomandate in constructia rotilor dintate.Se pot observa si diferite tipuri de tratamente termice pentru diferite materiale.

Angrenajele confectionate din oteluri de imbunatatire sau normalizate au o capacitate portanta mai redusa decat cele din grupa a doua.Tehnologia de executie este mai simpla,deci si pretul de fabricare este mai redus.Se recomanda folosirea acestor oteluri acolo unde nu se impun conditii de gabarit ale angrenajului sau la fabricarea rotilor dintate de dimensiuni mari,la care dantura nu poate fi durificata superficial si nici rectificata.

Pentru constructia rotilor dintate,se va alege ca material un otel aliat durificat superficial prin cementare 18MoCrNi13.

Proprietati:

Duritatea miezului D=260 HB

Duritatea flancului DF=59 HRC

Rezistenta la pitting σlimH=1504 MPa

Rezistenta la piciorul dintelui σlimp=450MPa

Rezistenta la rupere σr=935 MPa

Material arbori

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

Materialele recomandate in constructia arborilor sunt:otelurile carbon de uz general OL42,OL50,OL60 STAS 500/2-80,otelurile carbon de calitate OLC25,OLC355,OLC45 STAS 880-80,otelurile aliate pentru piese tratate termic sau termochimic 13CrNi30,15Cr08,18MoCr10 STAS 791-88.

De obicei,arborii se confectioneaza din acelasi material cu rotile dintate.Intr-o astfel de situatie,materialul arborelui este impus implicit de cel folosit pentru angrenaje.In faza de predimensionare momentele de incovoiere nu pot fi determinate,intrucat nu se cunoaste pozitia fortelor fata de reazeme si nici valorile acestora.Intr-o astfel de situatie,predimensionarea arborilor se face la torsiune,singurul element cunoscut fiind momentul de torsiune M.In acest caz se admit valori reduse ale tensiunilor admisibile de torsiune,ca urmare a faptului ca arborele este solicitat si la incovoiere.

Capetele de arbori ce fac legatura intre diferitele parti ale transmisiei mecanice sau intre transmisie si motorul de actionare,respectiv masina de lucru sunt standardizate.

Deci,materialul pentru arbori va fi 18MoCrNi13.

Cap 2.3.2 Calculul rotilor dintate

Se vor efectua doua calcule,pentru treptele cel mai des folosite.Acestea se vor verifica la solicitarile de oboseala la baza si pitting.

In cazul autovehiculului studiat,cele mai utilizate trepte sunt III si IV.

Calculul parametrilor geometrici se face conform indrumarului de proiectare al transmisiilor mecanice.

Treapta III

Z5= 20 dinti

Z6=29 dinti

is3ef=1.885

β=¿16,3°

Elementele geometrice ale cremalierei de referinta

Unde:

hoa=m∗hoa¿

hof=m∗hof¿

hoa=m∗(h¿¿oa¿∗hof¿ )¿

co=m∗co¿

po=m∗π

eo=so∗po

2

N-N-plan normalF-F-plan frontalA-A-plan axial

- α o=20 ° unghiul profilului dereferin ță

- hoa¿ =1coeficientulî nă l ț imii capuluide referință

- hof¿ =1,25coeficientul î nă l ț imii picioaruluide referin ță

- co¿=0,25 joculde referință la picior

Deci:

hoa=4mm

hof=5 mm

co=1 mm

po=12.566 mm

Calculul coeficienților deplasărilor specifice ale danturii:

-Unghiul profilului danturii în plan frontal

α t=arctg(tg α n

cos β)

unde α n=α 0=20 °

α t=20.8 °

-Unghiul de rostogolire frontal

αwt=arccos (a012

a12

cosα t)

αwt=23. 07 °

Elementele geometrice ale angrenajului -Modulul frontal

mt=m

cos βmt=4.1 6

-Diametrele de divizare

d1,2=m∗z1,2

cos β=mt∗z1,2

d1=83.2mmd2=120.64 mm

-Diametrele de bazădb1 , b2=d1,2∗cosα t

dbp1=7 7.77 mm

dbp2=112.77mm

-Diametrele de rostogoliredw 1 , w2=d1,2cos α t /cosαwt

d℘1=84.53mm

d℘2=122.57mm

-Diametrele de picior d f 1 ,f 2=d1,2−2m∗(h0a

¿ +c0¿ )

d f 1=73. 2mmd f 2=110.6 4 mm

-Diametrele de capda1 , a2=d1,2+2m∗h0a

¿

da1=91.2mm

da2=128. 6 4mm

-Înălțimea dinților

h1,2=da1,2−d f 1,2

2h1=9mmh2=9mm

-Unghiul de presiune la capul dintelui în plan frontalα at 1,2=arccos ¿α at 1=31. 5 °α at 2=28. 8 °

-Lățimea roțilorb2=d1∗Ψ d

b1=b2+(1…2 )mm

unde Ψ d=0,4 0 b2=33.28mmb1=35.28mm

Elementele geometrice ale angrenajului