C.C.A. Cutii de viteze4.3. Calculul schimbtoarelor de viteze
mecanicen trepte avnd arbori cu axe fixeCalculul schimbtorelor de
viteze mecanice (cutiilor de viteze) urmrete determinarea
parametrilor acestorapentruobinerea, dinfazadeproiectare, aunor
caliti dinamicei economice optime pentru autovehiculul
respectiv.Calculul schimbtorelor de viteze cuprinde urmtoarele
etape de calcul: determinarea mrimii rapoartelor de transmitere ale
transmisiei, alegerea schemei de organizare, dimensionarea i
verificarea angrenajelor, calculul arborilor, calculul pentru
alegerea rulmenilor.4.3.1. Determinarea mrimii rapoartelor de
transmitere ale transmisiei Rezistenele la naintare ale
autovehiculului sunt diferite pe parcursul deplasrii
autovehiculului, ele depinznd de o multitudine de factori, cum
sunt: viteza de deplasare, starea de ncrcare, calitaile i geometria
cii de rulare. Toate acestea conduc la modificarea
rezistenelorlanaintarentr-o plaj foarte larg de valori, rezistene
care trebuie nvinse de fora de traciune dezvoltat la roile motoare
ale autovehiculului. n funcie de soluia constructiv adoptat pentru
autovehiculul de proiectat, transmisia este format din urmtoarele
subansambluri cu raport de transmitere:- schimbtorul de viteze C.V
- cu raportul de transmitere al unei trepte icvk;-
reductorul-distribuitor R.D(la autovehicule cu traciune integral,
la autobuze, autocamioane avnd reductor distribuitor) - cu raportul
iR;- transmisia principal T.P - cu raportul i0;Determinarea mrimii
rapoartelor de transmitere ale transmisiei, se efectueaz la
calcululdinamicalautovehicululuii anume la calculul de traciune,iar
ntabelul 4.7sunt redate sintetic etapele de calcul pentru acestea,
cu recomandrile aferente.1C.C.A. Cutii de vitezeTabelul
4.7Elementul de calcul Relaii de calcul. Recomandri.1 2Determinarea
raportului transmisiei principale
i0Sedetermindincondiiacaautovehiculul satingviteza maxim la turaia
maxim a motorului, presupunnd c schimbtorul de viteze este cuplat n
treapta de raport 1, i se determin cu relaia: maxmax030 vr nid , n
care:nmax-turaia maxim a motorulu [rot/min];rd - raza dinamic a
roii[m];vmax-viteza maxim de deplasare a autovehiculului,
[m/s].Determinarea raportului de transmitere n treapta I,
iCV1.Aceastasedeterminpunndcondiiacaforalaroatn treapta I, s
depeasc fora rezistent la urcarea pantei maxime max, cu sarcin
maxim, dar s nu depeasc fora de aderen: max 01max 0M iG riM iG
rtrad dCVtra d , n care:Ga-este greutatea total a
autovehiculului;-coeficientul rezistenei specifice a cii de
rulare;i0 - raportul transmisiei principale;tr-randamentul
transmisiei;Mmax-momentul maxim al motorului;Gad-greutatea
aderent;-coeficientul de aderen al roior.Determinarearaportului de
transmitere pentru ultima treapt aschimbtorului de viteze,CVkimax
0max30 v ir nidCVk , n care: nmax - este turaia puterii maxime, n
[rot/min], (pentru MAC-uri se ia n calcul turaia de regulator,
nr);Determinarea numrului minim de trepte ale schimbtorului de
viteze, kmin.Pentru cutiile de viteze etajate n progresie geometric
calculul numrului minim de trepte se face cu
relaia:MPCVkCVnniiklglg11min+ , n care: nP - este turaia de putere
maxim;nM - turaia momentului maxim;iCV1 - raportul de transmitere n
treapta I a CV;iCVk - raportul de transmitere n ultima treapt a
CV.Valoarea rezultat din calcul se rotunjete la un numr ntreg, k,
imediat apropiat,care va reprezenta numrul treptelor de viteze
adoptat (minim necesar).2C.C.A. Cutii de vitezeTabelul 4.7
(continuare)1 2Determinarea raiei de etajarePentru etajare n
progresie geometric, raia se determin cu relaia: 11
kCVkCViir.Determinarea rapoartelor de transmitere intermediare ale
schimbtorului de vitezeSe face cu relaiile:; i ; ... ; i ;21 21 -
CVk21 2CV312 kCV CVk CV CV CVCVriririririiDeterminarea raportului
de transmitere pentru mersul napoiPentru obinerea unei fore de
traciune suficient de mare i a unei viteze reduse de deplasare
pentru mersul napoi, cu posibilitatea unei manevrri n siguran a
autovehiculului se recomand:IMI=(0,8 ... 1,3)iCV1Verificarea
etajrii schimbtorului de vitezeVerificarea etajrii cutiei de viteze
se face prin trasarea diagramei ferstru teoretice, adic a
dependenei dintre turaie i vitez, determinat cu relaia:( )cvkdki ir
nn v030, n care:rd - este raza dinamic a roii, [m];n - turaia
motorului, [rot/min];iCVk - raportul de transmitere al CV n treapta
k;i0 - raportul transmisiei principale.Observaie: zona de
funcionare stabil a motorului corespunde intervalului de turaii
[nM, nP] pentru MAS-uri, i [nM, nR], pentru MAC-uri (motoare
prevzute cu regulator);Adoptarea unor rapoarte suplimentareDin
considerente economice, la unele autovehicule se folosesc
schimbtoaredevitezelacare12treaptesunt curaport subunitar (trepte
de supravitez), iar la acestea priza direct este realizat n treapta
imediat inferioar acestora.Pentru treptele de supravitez se adopt o
valoare cuprins ntre 0,7 i 0,8. 3C.C.A. Cutii de viteze4.3.2.
Alegerea schemei de organizare a schimbtorului de
vitezeAlegereaschemei deorganizaresefacepebazarezultatelor
obinutelacalculul de traciune n cadrul cruia s-a efectuat etajarea
schimbtorului de viteze. Cunoscndu-se numrul de trepte, trebuie
aleas soluia de cuplare pentrufiecare treapt, inndseama de tipul
autovehiculului pentru care se proiecteaz schimbtorul de viteze. n
prezent, sunt rspndite la autocamioanei
autobuzeschimbtoareledevitezecareutilizeazpentrutrepteleinferioare
soluia cu roi dinate cu deplasare axial sau cu roi dinate permanent
angrenate i mufe de cuplare, iar pentru treptele superioare soluia
de cuplare a treptelor cu mufe de cuplare sau cu sincronizatoare.
La autoturismele moderne, se utilizeaz soluiade cuplare cu
sincronizatoare la toate treptele pentru mersul nainte, iar pentru
treapta de mers napoi M.I. i uneori pentru prima treap, se
utilizeaz varianta de cuplare cu roi dinate cu deplasare axial,
impus de preul de cost sczut i de timpul de utilizare al
acestora.Pentru definitivarea schemei de organizare, tot n aceast
faz se face alegerea poziiei roilor dinatefadelagrelearborilor
(figura4.17), motivpentrucareestenecesar sse adopte, iniial
princomparaiecurealizri similareexistente, urmtoareleelemente:
limea roilor dinate b, limea sincronizatoarelor ls, limea lagrelor
B, distanele dintre roile dinate i jocul dintre roile dinate j.
Relaiile i recomandrile pentru calculul elementelor necesare la
definitivarea schemei de organizare sunt indicate n tabelul
4.8.Figura 4.17Tabelul 4.8Elementele de calculRelaiile de calcul.
RecomandriDistana dintre axele arborilor CPentru autoturisme:[ ]
mm263MM A Pentru autocamioane i autobuze: [ ] mm403MM A , n
care:MM-este momentul motor maxim, n daNmObservaie: Distana A se
definitiveaz la calculul roilor dinateDistanele dintre carter i
roile dinate i dintre roi l1 ... l52 22 , 11 1bjBl + + ; 2 24 , 33
22 , 12bj jbl + + + ; 2 26 , 544 , 33bjbl + + ;2 24 , 37 8 , 7 6 6
, 5 56 , 54bj b j b jbl + + + + + + ; 2 288 , 75Bjbl + + .Limea
lagrelor (B),jocurile dintre roile dinate i carter sau dintre roi
(j1... j7), limea perechilor de roi dinate (b1,2 ... b7,8) i limea
sincronizatoarelor (ls) se adopt constructiv.Greutatea
schimbtorului de viteze GCV3A a GCV [N], n care:A-distana dintre
arbori; a - coeficient ce ine seama de tipul cutiei de viteze).Se
consider:- pentru autoturisme a=0,064X10-2N/mm3, n cazul cutiilor
de viteze cu trei arbori i a=0,084x10-2 N/mm3, n cazul cutiilor cu
doi arbori;- pentru autocamioane a=0,040 x10-2N/mm3pentru cutiile
de viteze cu patru trepte i a=0,045 x10-2 N/mm3 n cazul cutiilor cu
cinci trepte.Observaie:n general, cutiilor de viteze (mpreun cu
carterul ambreiajului) reprezint 2-3% din greutatea autoturismului
i 2,5-5% din greutatea asiului autocamionului cu motorul
nealimentat.4AAC.C.A. Cutii de viteze4.3.3. Calculul de
dimensionare i verificare a angrenajelor de roi dinateCalculul
dedimensionarei verificareaangrenajelor deroi
dinatepresupuneparcurgerea urmtoarelor etape: - dimensionara
geometrico - cinematic a angrenajelor;- calculul de rezisten al
danturii.Dimensionarea geometrico - cinematic a angrenajelor.
Aceast etap cuprinde: predimensionarea modulului danturii i
determinarea distanei ntre axe, determinarea numrului de dini ai
roilor i definitivarea rapoartelor de transmitere ale angrenajele
ce compun cutia de viteze, determinarea elementelor geometrice ale
roilor.Pentru alegerea modulului se utilizeaz fie calculul acestuia
cu rela ia m=25,4/DP, fie determinareaprealabilcuajutorul
graficului prezentat nfigura4.18. nprimul cazDP reprezintdiametrul
pitch, caresedetermincuajutorul tabelului 4.15, nfunciedetipul
autovehiculului i valoarea momentului motor.Tabelul 4.18Tipul
autovehicululuiMomentul motorm NDiametrul pitch (DP)Dantur
dreaptDantur nclinat*Autoturismului - pn la 166- 173...276- peste
2761088121210Autocamioane - pn la 276- 276...246- 346...415- peste
41576658766n cazul utilizrii graficului din figura 4.18, modulul
normal se determin cunoscnd valoarea momentului maxim al arborelui
secundar Ms determinat cu relaia: (Ms=Mmax.iCV1.CV), n care: iCV1-
este raportul de transmitere n treapta nti;CV- randamentul
transmisiei de la ambreiaj pn la aborele secundar,
CV=0,950,97.Pentruo valoare a momentului de calcul determinat,
diagrama ofer un ir de valori posibile ale modulului normal.
Valorile spre limita inferioar se vor alege la cutiile de viteze de
autoturisme, unde se impun dimensiuni de gabarit ct mai mici i
funcionare ct mai silenioas, iarvalorilesuperioare(datoritcapacitii
mritedencrcareadinilor)sevor alege pentru automobilele ce
funcioneaz n condiii grele de exploatare.5C.C.A. Cutii de
vitezeFigura 4.18Valoareaaleas pentrumodulul normal
trebuiesseregseasc nirul devalori normalizate n STAS 821-82 pentru
modulele normale ale roilor cilindrice. Valoarea definitiv a
modulului se va stabili pe baza unui calcul de verificare a
danturii.Determinarea distanei dintre axe i a numrului de dini ai
roilor dinate se face innd seama de:- realizarea,pectposibil, a
rapoartelor de transmitere determinate din condiiile de
conlucraremotor-transmisie,
avndnvederefaptulcroiledinateauunnumrntregde dini;- obinerea
dimensiunilor minime de gabarit prin alegerea, pentru roata cu cel
mai mic diametru, a numrului minim de dini admisibil.La roile
dinate cu profil n evolvent i unghiul de angrenare =20o, se
recomand: - zmin=14 dini pentru dantur corectat;- zmin=17 dini
pentru dantur necorectat.Pentru determinarea distanei dintre axe i
a numrului de dini, n figura 4.19 se
prezintoschemcinematicsimplificata unei cutii de viteze cu trei
arbori.Un raport de transmitere al cutiei iCVk este alctuit din dou
rapoarte de transmitere iCVk= ipxik, unde ikeste raportul de
transmitere al angrenajului de roi zk, zk,
dispusepearboriiintermediaraiisecundar as, pentru realizarea
treptei k, iar ip raportul de
transmiterealangenajuluipermanentformat din roile dinate zp, i
z`pdintre arborele primar ap i arborele intermediar
ai;.Constructiv, obinerea distanei minime dintre axe este posibil
cnd pentru raportul de transmitere al angrenajului permanent se
adopt valoarea 1 CV pi i , unde iCV1 este raportul de transmitere
al cutiei de viteze n prima treapt.n aceste condiii, cea mai mic
roat este pinionul conductor al angrenajului permanent, zp. Pentru
roata zp valoarea minim a numrului de dini este:14 cos 173min
pzCunoscnd raportul de transmitere al angrenajului permanent se
poate determina numrul de dini z`p ai roii conduse de pe arborele
intermediar:6Z/pZpAssaiapZkZ/kZ/1Z1Figura 4.19C.C.A. Cutii de
vitezep p'pi z z DistanantreaxeAsestabileteinndcont denumrul dedini
al roilor pentru angrenajul permanent i de modul cu relaia:( )p'p
pcos 2z z mA + , sau ( )pp pcos 2i 1 z mA + unde: m- este modulul
normal; p- unghiul de nclinare al danturii angrenajului permanent.
innd seama de faptul c distana ntre arbori este egal pentru toate
angrenajele cutiei de viteze se poate scrie:( )( ) ( )kk k11 1pp
pcos 2i 1 z m...cos 2i 1 z mcos 2i 1 z mA + + + de unde: zp,
z1,,zkreprezint numrul de dini al roilor de pe arborele
intermediar.Din relaia anterioar se obine:( ) ( )kkk111i 1 mcos A
2z ;...;i 1 mcos A 2z+ + ncare: 1kreprezint unghiurile de nclinare
ale dinilor roilor dinate ale angrenajelor succesive 1...k dintre
arborii intermediar i secundar pentru realizarea treptelor de
vitez.Avnddeterminat numrul dedini al roilor
depearboreleintermediar cunoscnd rapoartele de transmitere, se
determin numrul de dini al roilor de pe arborele secundar:( ) ( )kk
kk11 11i 1imcos A 2z ;...;i 1imcos A 2z+ + innd seama de faptul c
numerele de dini trebuie s fie ntregi, valorile date de aceste
relaii se rotunjesc la numere ntregi, astfel nct rapoartele de
transmitere s se apropie ct mai mult de valorile determinate prin
calculul de traciune. Ca urmare a rotunjirii la numere ntregi a
numerelor de dini ai roilor ce formeaz angrenajele schimbtorului de
viteze, distana ntre axe se modific pentru fiecare
angrenaj.Pstrarea neschimbat a distanei ntre axe n urma rotunjirii
numrului de dini se face prin dou metode i anume: prin deplasarea
profilului, sau prin corijarea unghiului de nclinare al
danturii.Prindeplasareaprofilului seobine, nafararealizrii distanei
ntreaxeimpuse, o sporire a capacitii portante la ncovoiere a
danturii i la presiunea de contact a flancurilor, respectiv
creterea gradului de acoperire al angrenajului.Corijarea unghiului
de nclinare al danturii se face cu relaia:mA 2z zcos/kr kr+ La
alegerea nclinrii danturii roilor, pentru obinerea unor ncrcri ct
mai mici axiale pentru arborele intermediar se va avea n vedere i
relaia:kpkprrtgtg, referitoare la descrcarea arborelui intermediar
de fore axiale. 7C.C.A. Cutii de vitezePentru roile dinate ale
cutiilor de viteze cu doi arbori, procednd dup metodologia de mai
nainte numerele de dini ale roilor de pe arborele primar sunt date
de relaia: ( )CVkkki mAz+ 1cos 2 ,iar, pentru arborele secundar:(
)CVkCVk kki mi Az+ 1cos 2 unde: iCVk este raportul de transmitere
al treptei k de vitez.La cutiile de viteze cu trei arbori i treapt
de suprapriz, cea mai mic roat este roata de pearborele secundar, a
angrenajului treptei desuprapriz. nacest caz, determinarea distanei
dintre axe se face prin adoptarea pentru aceast roat a numrului
minim de dini.Cunoscnd modulul normal, unghiul de nclinare a
danturii i numrul de dini, se pot determina elementele geometrice
ale roilor dinate i ale angrenajelor. Calculul geometrici
cinematical agrenajelor cilindriceexterioarecuaxeparalele, avnd
danturi nclinate cu profil n evolvent, se efectueaz conform STAS
12223-84. 4.3.4. Calculul arborilor schimbtoarelor de vitezeArborii
schimbtoarelor devitezesunt solicita i lancovoierei rsucire,
rezultnd deforma ii elastice de ncovoierei rsucire, care, dac dep
esc limitele admisibile, conduc la oangrenare
necorespunztoare(modific legile angrenriii reduc gradul de
acoperire). De aceea, n majoritatea cazurilor, dimensionarea
arborilor se face dup considerente de rigiditate i nu de rezisten .
Trebuie artat c, n exploatarea autovehiculelor, nu se constat
deteriorarea arborilor datorit oboselii materialului.Calculul
arborilor schimbtoarelor de viteze cuprinde: determinarea schemei
de ncrcare a arborilor, calculul reac iunilor din lagre, calculul
momentelor ncovoietoarei de torsiune, determinarea diametruluii
verificarea la rigiditate. Determinarea schemei de ncrcare a
arborilori calculul reac iunilor din lagre ncrcrile arborilor
schimbtoarelor de viteze sunt determinate de for ele din
angrenajele ro ilor din ate. Aceste for e dau na tere la reac iuni
corespunztoare n lagrele arborilor, a cror determinare este necesar
att pentru calculul de rezisten al arborilor cti pentru calculul de
alegere al rulmen ilor. n fiecare angrenaj ac ioneaz o for tangen
ial F t, una radial Fr i una axial F a (n cazul ro ilor cu din i
drep i =0i F a=0), ale cror valori sunt date de rela iile: tg F
FtgF Fri MFt a t rdi Mt ;cos ;n care: ii - este raportul de
transmitere de la motor la roata pentru care se determin for ele; -
unghiul de angrenare; - unghiul de nclinare a danturii; rd - raza
cercului de divizare al ro ii. 8C.C.A. Cutii de
vitezenfigura4.20sereprezintschemeledencrcarepentruarborii
schimbtoarelorde viteze cutreiarbori icudoiarborincazulob
ineriitrepteide viteze i.innd seama de faptul c asupra arborilor ac
ioneaz for e n plane diferite, pentru u urarea calculelor, aceste
for esedescompunncomponentecon inute n planul format din axele
arborilor secundar (respectivprimar) i intermediar i
ncomponenteperpendicularepeacest plan. nmod obi nuit, planul format
din axele arborilor schimbtorului de viteze este un plan vertical,
motiv pentru care for ele se descompun n componente verticalei
orizontale. La stabilirea reac iunilor, se consider arborele n
echilibru static sub ac iunea for elor Ft, Fr,i Fa. Sensul for ei
axiale Fa depinde de unghiul de nclinare al din ilor ro iii deci, n
unele cazuri, poate fi invers sensului din figur. Pentru ro ile din
ate cu din i drep i Fa=0. Datorit faptului c la schimbarea
treptelor de viteze se modific att for ele,cti pozi iaro ilor
activenraport cureazemele, seschimbi reac iunilenlagre, ceeace
impune ca determinarea lor s se fac pentru fiecare caz n parte,
func ie de particularit ile constructive ale schimbtorului de
viteze.ncazul schimbtorului devitezecutrei arbori, arborelesecundar
estesolicitat de for ele care iau na tere ntr-un singur angrenaj,
datorit faptului c n timpul ct schimbtorul de viteze se afl ntr-o
treapt oarecare, momentul este transmis numai unei ro i din ate de
pe acest arbore. n schimb, arborele intermediar este solicitat n
acela i timp de for ele care iau na tere n angrenajul permanent
(care rmn neschimbate, indiferent de treapt)i de for ele care apar
n angrenajul dintre una din ro ile arborelui intermediar cu roata
corespunztoare de pe arborele secundar. Arborele primar este
solicitat de for ele din angrenajul permanent (care nu depind de
treapta de vitez)i de reac iunea Rc a lagrului anterior al
arborelui secundar (care difer de la o treapt de vitez la alta). La
cutia de viteze cu doi arbori, arborele primar este solicitat de
for ele care apar ntr-un singur angrenaj, iar arborele secundar de
for ele care apar n angrenajul cu roata de pe arborele primari de
for ele din pinionul transmisiei principale. n tabelul 4.19i 4.20
sunt date schemele de ncrcare a arborilori rela iile pentru
calculul reac iunilor pentru schimbtoarele de viteze cu trei,
respectiv cu doi arbori. 9Figura
4.20CFtl5L2l6FaRDARDVRAHRAVRBARCVRCHAiF/tiDBFriRBVRBHl1rdiF/ril4l2L1FtiF/aiFair/dii/RDHrdmFrl6l3l2l1l4L2L1l5L3l8l7REVARDVRAVRCVRBHRFVRAHRCHREHRDHRDARFHF/tpFapF/rpFtpFrpRBVRBAF/riF/aiFtiFaiFriF/t
ir/dprdpRCHr/dirdiBECDFC.C.A. Cutii de vitezeTabelul 4.19Arborele
Schema de ncrcare a arborelui Rela ii pentru calculul reac iunilor
Secundar de la cutiile de viteze cu trei arbori25Ll FRtiCH25Lr F l
FRdi ai riCV2 2CV CH CR R R + 24Ll FRtiDH24Lr F l FRdi ai riDV+ai
DAF R 2 2 2DA DV DH DR R R R + + Primar de la cutiile de viteze cu
trei arbori12 1ll F L RRtp CHAH11 2lL R r F l FRCV dp ap rpAV+ 2
2AV AH AR R R + ( ) ( )12 1 1 1ll l F l L RRtp CHBH+ +( ) ( )11 1 2
1ll L R r F l l FRCV dp ap rpBV+ + +ap BAF R 2 2 2BA BV BH BR R R R
+ + Intermediar de la cutiile de viteze cu trei arbori( )38'8 7'Ll
F l l FRti tpEH +( )3' '8' ' '8 7'Lr F l F r F l l FRdi ai ri dp ap
rpEV+ + +2 2EV EH ER R R + ( )38'7 6'Ll F l l FRtp tiFH +( )36' ' '
' '7 6'Ll F r F r F l l FRrp dp ap di ai riFV+ + +' 'ap ai FAF F R
2 2 2FA FV FH FR R R R + + 10C.C.A. Cutii de viteze Tabelul
4.20Arborele Schema de ncrcare a arboreluiRela ii pentru calculul
reac iunilor Primar de la cutia de viteze cu doi arbori12Ll
FRtiAH12Lr F l FRdi ai riAV+2 2AV AH AR R R + 11Ll FRtiBH11Lr F l
FRdi ai riBVai BAF R 2 2 2BA BV BH BR R R R + + Secundar de la
cutia de viteze cu doi arbori( )23 2 5'Ll L F l FRt tiCH+ ( )2' '3
2 5'Lr F r F l L F l FRdi ai dm a r riCV + + +2 2CV CH CR R R + 23
4'Ll F l FRt tiDH+23' '4'Lr F l F r F l FRdm a t di ai riDV +'ai a
DAF F R 2 2 2DA DV DH DR R R R + + Calculul arborilor la
ncovoiereitorsiune Cunoscnd reac iunile din lagre Rvi Rhi distan
ele dintre ro ile din atei lagre,
sedeterminmomenteledencovoiereMiV, MiHi 2IH2iV iM M M + , ntr-osec
iune oarecare.n general, pentru arborii schimbtorului de viteze,
solicita i la ncovoierei torsiune,
tensiuneaechivalentsedetermindupipotezaaIII-aderupere(atensiunii
tangen iale maxime) cu rela ia: 2 24t i ech + n care:i- este
tensiunea de ncovoiere i i iW / M ; t- este tensiunea de torsiune:
t t tW / M ; Mi- momentul ncovoietor rezultant:2IH2iV iM M M + ;
Wi- modulul de rezisten la ncovoiere; M t- momentul de torsiune:i M
ti M M; ii- raportul de transmitere dintre motori arborele care se
calculeaz; W t- modulul de rezisten la torsiune. Dac n rela ia
tensiunii echivalente se nlocuiesc tensiunileii ti dac seine seama
de faptul c: Wt=2 Wi, rezult:ait2t2iechWM M +11C.C.A. Cutii de
vitezencazul ncarecalculul seefectueazpebazaipotezei
adouaderupere(ipoteza deforma iei maxime de ntindere),
dimensionarea arborilor se face cu formula:3aiidnecd 1 , 0MW n
care: Mid(momentul ideal) este un moment fictiv ceine seama att de
momentul ncovoietor Mi cti de momentul de torsiune M t, fiind dat
de rela ia: 2t2i i idM M 65 , 0 M 35 , 0 M + + La calculul
arborilor se stabilesc momentele Mii M tpentru fiecare treapt a
schimbtorului de viteze, lundu-se n considera ie situa ia cea mai
dezavantajoas. Predimensionarea arborilor schimbtorului de viteze
se face din condi ia de rezisten pentru care:ai2t2inecM MW+n scopul
asigurrii unei rigidit i suficiente, tensiunea admisibil se alege
dup cum urmeaz:- pentru arborele primar: e/ai= 7...10;- pentru
arborele intermediari arborele secundar: e/ai=5...7, n care e este
tensiunea corespunztoare limitei de elasticitate.Valorile mai
ridicate se adopt la arborii cu lungime mai mare.innd seama de
faptul c arborele secundar este canelat, se alege un arbore care s
aibe diametrul interiormaimaresauegalcu celrezultatdin
calcululdiametruluiminim, folosid rela iile i recomandrile de mai
sus. Apoi, dinSTASse aleg celelalte dimensiuni ale canelurilor, dup
care se face calculul de verificare la strivirei forfecare a
acestora. Verificarea rigidit ii la ncovoiere a arborilor.Dup cum
s-a artat,solicitrile la ncovoiereirsucire ale arborilor dau na
tere la deforma ii elastice. Acestedeforma ii, nspecial
celedatoratencovoierii, dacdep esc anumite valori admisibile,
conduc la angrenare necorespunztoare, iar solicitrile danturii
cresc. Deasemenea, datoritdeforma iei arborilor, polul deangrenare,
oscilndnjurul pozi iei teoretice, determin o mi care neuniform a
arborelui condus, fapt ce contribuie la o func ionare zgomotoas.
Figura 4.21n figura 4.21,a se reprezint schematic angrenarea a dou
ro i din ate n situa ia n care nu se transmite un moment de
torsiune. Dac prin angrenaj se transmite un moment de torsiune, sub
ac iunea for elor care iau na tere arborii se deformeaz, iar
angrenarea nu mai este corespunztoare (figura 4.21,b). n cazul n
care ro ile din ate nu sunt dispuse la mijlocul arborilor, fiind
deplasate spre unul din capetele (figura 4.21,c), cu toate c sgeata
arborilor se va mic ora (pentru acelea i solicitri), angrenarea nu
este corespunztoare din cauza deformrii sec iunii arborilor.
12C.C.A. Cutii de vitezeDurata de func ionare i lipsa zgomotului n
angrenajele cu ro i din ate ale schimbtoarelor
devitezedepinddemrimeasge ilor arborilordinplanul dedispunerea ro
ilor din atei de mrimea rsucirii sec iunilor respective. Calculul
deforma iilor arborilor solicita i la ncovoiere se face cu rela
iile din tabelul 4.21.Tabelul 4.21Schema de ncrcare a
grinziiFormula fibrei medii deformate.Sgeata n dreptul
sarcinii.PoriuneaNumrul formulei( ) x b x l xl Eb Fy2 2 36 + (
)
+ + 336a xlx bl EFy( )1]1 +2 2b llbxl E lb a Fy 32 2De la A la
1De la 1 laBn punctul 1IIIIII
alxlx al EFy36( )( )( )11]1 ++2 23b lll x l a
,_
xlxl El a Fy236( )331a a ll EFy +De la A la 1De la A la Bn
punctul 1( )11]1
+ l l xlxlxl EMy3 36
,_
lxlxl EMy36( ) a xl EMy 3 26+ De la A la 1De la A la Bn punctul
111]1
,_
xlal alxl EMy2 33223 2( )
233 2a xlxl EMy1]1
,_
xlal a2322( )laal l al EMy 3 232 2 + De la A la 1De la 1 la Bn
punctul 1Sgeata total a arborelui, n locul de dispunere a ro ii din
ate, se determin cu rela ia: 2H2vf f f + n cazul schimbtoarelor de
viteze, sgeata total admisibil a arborelui (n planul de dispunere a
ro ilor), considernd ncrcarea corespunztoare momentului motor
maxim, este: 13C.C.A. Cutii de vitezef=0,13-0,15 mm pentru treptele
superioare; f=0,15-0,25 mm pentru treptele inferioare.Rsucirea
planurilor ro ilor din ate la ncovoierea arborelui trebuie s nu dep
easc 0,001-0,002 rad.Trebuie subliniat faptul c ro iledin atecudin
i nclina i sunt mai sensibile la deforma iile arborilor, dect cele
cu din i drep i. n cazul n care asupra arborelui ac ioneaz dou sau
mai multe for e, sge ile totale, n fiecare plan, se calculeaz ca
suma algebric (ntr-o anumit sec iune) a sge ilor rezultate subac
iuneafor elor luateindividual. nfigura4.22seconsidercazul adoufor
e. n practic, intereseaz n mod deosebit sge ile n dreptul for elor
(ro ilor). ndreptulfor ei F1sgeataarborelui
vafiy1=yF1+yF2(yF1estesgeatadatorit for ei F1, iar yF2 este sgeata
datorit for ei F2i se determin cu rela ia III din tabelul 4.21).
4.3.5. Calculul pentru alegerea rulmen ilor n general, arborii
transmisiei automobilului se sprijin pe rulmen i, cei mai rspndi i
fiind rulmen ii radiali cu bile ce pot preluai o anumit sarcin
axial. Ace ti rulmen i sunt mai ieftini auunrandament ridicat,
semonteaz u or i nunecesit reglajenprocesul exploatrii. Rulmen ii
cu role cilindrice se utilizeaz n cazul n care distan a dintre axe
este redus, iar rulmen ii radiali cu bile, de acelea i dimensiuni,
nu pot prelua sarcinile respective. Rulmen ii curoleconicepot
preluasarcini radialei axialemari, darsunt mai scumpi i necesit
reglaje n timpul exploatrii.Rulmen ii sealegdincataloage nfunc
iedecapacitatea dencrcaredinamic. Dependen a dintre capacitatea de
ncrcare dinamici durata de func ionare a rulmen ilor este dat de
rela ia: [ ] N D Q Cpn care: D-este durata de func ionare, n
milioane de rota ii; Q-sarcina echivalent, n N; C- capacitatea de
ncrcare dinamic, n N; p-exponent ce depinde de tipul rulmentului
(p=3 pentru rulmen i cu bile; p=10/3=3,33 pentru rulmen i cu role).
Durabilitatea D, n milioane de rota ii, se poate exprima cu rela
ia: 6h10nD 60D n care: Dh este durata de func ionare, n ore; n-tura
ia inelului rulmentului, n rot/min. Rela iile de mai sus sunt
valabile pentru rulmen ii care lucreaz la sarcini tura ie
constante.n cazul transmisiei automobilului, deci i al
schimbtorului de viteze, rulmen ii func ioneaz ntr-unregimnesta
ionar, cusarciniitura ii variabile, i anume: cusarcina echivalent
Q1[N], la tura ia n 1[rot/min]i durata Dh 1[h]; cu sarcina
echivalent Q2[N], la tura ia n 2 [rot/min]i durata Dh 2 [h]; ; cu
sarcina echivalent Qn [N], la tura ia n n [rot/min] i durata Dh n
[h].Capacitatea de ncrcare, n acest caz, se determin cu rela ia:D Q
Cpemn care: Qem- este sarcina echivalent medie;6ech h1060n D D Prin
sarcin echivalent medie se n elege ncrcarea, care ac ionnd asupra
rulmentului Dh=h1+h2+...+hnlatura iaechivalentn ech, areacela i
efect asupralui, cai exploatarea n regimul sta ionar. Astfel,
considernd condi ia:14Figura 4.22C.C.A. Cutii de viteze , h n Q h n
Qi ipin1 ii echpemrezult valoarea sarcinii echivalente medii: ( )p
/ 1n1 ipi i ip / 1pn n np2 2 2p1 1 1 emQ Q .... Q Q Q ,_
+ + + n care:i-este raportuldintre timpul hide func ionare a
rulmentului n treaptade ordinul i,i timpul total de func ionare D
h:hnnhiih12h11Dh,...,Dh,...,Dh,Dh iarn1 ii1 (4.104)i- raportul ntre
tura ia n, corespunztoare unui anumit regimi tura ia echivalent
nech:echn1 nechiiech22ech11nn,...,nn,...,nn,nn (4.105)Qi-sarcina
echivalent, corespunztoare unei anumite trepte a schimbtorului de
viteze.Coeficien ii i [%] pentru anumite tipuri de cutii de viteze
sunt da i n tabelul 4.22. Tabelul 4.22Numrul treptelor de
vitezeTreaptAutoturisme Autocamioane AutobuzeMici Mijlocii Obinuite
Mari Autotrenuri Urbane Intereurbane3 trepteIIIIII*1306912277- - -
- -4
trepteIIIIIIIV*0,532076,50,5210,587132175535402051555251525691321754
trepte(cu supra-vitez )IIIIII*IV1823680,532076,5143560-
-1840511435605
trepteIIIIIIIVV*-0,52418,57513516753152540173123040151410206513516755
trepte (cu supra-vitez)IIIIIIIV*V-0,521557,52513126420-
-14156020131264206 trepteIIIIIIIVVVI*-
-12481570310203025123520402012124815703102030251215C.C.A. Cutii de
viteze6 trepte(cu supra-vitez)IIIIIIIVV*VI- -12487015-
-136156015124870158 trepte (cu supra-vitez)IIIIIIIVVVIVII*VIII-
-0,5135,5101545203101525251075- -3101525251075Tura ia echivalent n
ech se calculeaz cu rela ia: o med cvrmedechi irV66 , 2 n n care:
Vmed este viteza medie de deplasare a automobilului (Vmed=50 km/h
pentru autoturisme, Vmed=35 km/h pentru autocamioane); i0=raportul
de transmitere al transmisiei principale; rr- raza de rularero ilor
motoare; i cv med- raportul de transmitere mediu al schimbtorului
de viteze.Raportul detransmiteremediual schimbtorului
devitezesedetermincurela ia: n 2 1cvn n 2 cv 2 1 cv 1cvmed....i
.... i ii + + ++ + +n care: icv1,...,icvnsunt rapoartele de
transmitere n diferite trepte ale schimbtorului de viteze; 1
....n-timpul relativ de utilizare a fiecrei trepte, exprimat n
procente din timpul total de exploatare. Sarcinile echivalente Q1,
Q2 ... Qn pentru rulmen ii radialii radiali-axiali se determin cu
rela ia: ( ) [ ]d i i i if S A Y XVR Q t + n care: Ri - este sarcin
radial, corespunztoare treptei de ordinul i a schimbtorului de
viteze, n N; Ai- sarcina axial exterioar, care ac ioneaz asupra
rulmentului n treapta de ordinul i, n N; X- coeficient de
transformare a sarcinii locale n sarcin circumferen ial (coeficient
radial); Y- coeficient de transformare a sarcinii axiale n sarcin
radial; V- coeficient de rota ie (ia n considerare influen a
rotirii inelului interior sau exterior); S i-rezultanta for elor
axiale care iau na tere n rulmen iiradiali-axiali sub influen a
sarcinilor radiale (figura 4.22); fd-coeficient care ia n
considerare caracterul dinamic al sarcinii (n cazul transmisiei
automobilului fd=1...1,5 pentru autoturisme, fd=1,3...1.8 pentru
autocamioane; limitele inferioare se iau pentru rulmen ii
schimbtorului de viteze).Figura 4.22Figura 4.23For ele axiale S,
datorate for elor radiale R (figura 4.73), se determin cu rela ia:
YR5 , 0 Rtg 2 , 1 S Coeficien ii X, Yi Vsealeg, nfunc iedetipul
rulmentului, dincataloagelede rulmen i. Reac iunileRi i Ai sunt
variabile(lafel cai momentul motor), deaceea calculul lor se face
considernd momentul echivalent Mech dat de rela ia: M echM M
ncare:-estecoeficientul deutilizareal momentului motori
sedetermindingraficele prezentate n figura 4.23, n func ie de
raportul dintre greutatea total a automobilului Gai momentul maxim
al motorului MM.16C.C.A. Cutii de vitezeDurabilitatea rulmen ilor
se alege astfel nct transmisia automobilului s func ioneze
corespunztor ntre dou repara ii
capitale.ntabelul4.23sedauvalorileorientative pentru
durabilitatearulmen ilorpnla repara ia capital.Tabel 4.23Tipul
automobiluluiDurata de funcionare hDurabilitatea mii kmAutoturisme-
pn la 0,800 dm3- 0,800-1449 dm3- 1,500-1,999 dm3- 2,000-4,000 dm3-
peste 4000 dm31500 .. 3000120150170240270Autocamioane- pn laN 10
24-N 10 5 , 4 0 , 24 -N 10 10 5 , 44 - pesteN 10 1042500 4000130155
175155 280255 305Autobasculante- pn laN 10 54-N 10 12 54 - pesteN
10 12425003500105155175255305Autobuze- microbuze- capacitate
nominal de transport mic (lungimea de gabarit 5 , 9 m)- capacitatea
nominal de transport medie (lungime de gabarit 9,5 11,0 m
)-capacitatea nominal de transport mare (lungimea de gabarit