Proiect Anca Auto 2

7/23/2019 Proiect Anca Auto 2

http://slidepdf.com/reader/full/proiect-anca-auto-2 1/45

Cuprins

Partea I................................................................................................................................... 1

Proiectarea schimbătorului de viteze............................................................................................... 1

Capitolul 1............................................................................................................................... 1

Etajarea schimbătorului de viteze a autocarului..................................................................................1

1.1.Predeterminarea i definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale (iș 0) a autocarului............1

1..Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze (is1) a autocarului......4

1..1.!eterminarea lui is1 din condi ia de pantă ma"imă impusă #n temăț ....................................................4

1...!eterminarea lui is1 din condi ia de viteză minimă stabilităț .............................................................4

1..$.!eterminarea lui is1 după criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului la pornirea de pe loc5

1.$.Etajarea schimbătorului de viteze a autocarului.............................................................................5

1.$.1.!eterminarea numărului minim de trepte de viteză a autocarului.....................................................6

1.$..!eterminarea rapoartelor de transmitere #n fiecare treaptă..............................................................6

1.$.$.%rasarea dia&ramei fierăstrău i eviden ierea &olurilor i acoperirilor ș ț ș ................................................7

Capitolul ............................................................................................................................... 8

Performan ele de trac iune ale autocaruluiț ț ........................................................................................8

.1.Caracteristica de trac iune la sarcină totalăț ...................................................................................8

.1.1.%rasarea caracteristicii de trac iune la sarcina totală 'ț t() pentru treptele de viteză 1..*t......................8

.1.. !eterminarea performan+elor autovehiculului cu ajutorul caracteristicii de trac+iune...........................10

.. %rasarea caracteristicii dinamice............................................................................................. 13

Capitolul $............................................................................................................................. 15

,tabilirea schemei de or&anizare a schimbătorului de viteze si determinarea numărului de din+i al ro+ilor din+ate15

$.1. ,tabilirea schemei de or&anizare a schimbătorului de viteze..........................................................15

$.. !eterminarea distan ei dintre a"ele arborilor i a modulului normal al danturiiț ș ....................................16

$.$.!eterminarea numărului de din+i -i definitivarea raportului de transmitere pentru treapta de mers #napoi....20

Capitolul ............................................................................................................................. 21

Calculul i proiectarea mecanismului reductor ș .................................................................................21

.1.Calculul i proiectarea ro+ilor din+ateș ........................................................................................21

.. Calculul -i proiectarea arborilor ..............................................................................................24

.$ Calculul pentru ale&erea rulmen+ilor .........................................................................................25

Partea II................................................................................................................................ 29

Proiectarea pun+ii fa+ă............................................................................................................... 29

Capitolul /.............................................................................................................................29

,tudiul solu ilor constructive posibile pentru puntea fa ăț ț ....................................................................29

1



/.1 Pun+i ri&ide.............................................................................................................31

1.1. Pun+i articulate........................................................................................................ 32

Capitolul ............................................................................................................................. 33

!eterminarea solicitărilor i a for elor ce ac ionează asupra pun ii fa ăș ț ț ț ț ...................................................33

.1 rinda pun+ii...................................................................................................................... 33

..'uzeta.............................................................................................................................. 34

.$ Pivotul............................................................................................................................. 36

Capitolul 2............................................................................................................................. 38

!imensionarea pun ii verificț 3nd calculele de rezisten ăț ......................................................................38

2.1 !imensionarea &rinzii.......................................................................................................... 38

2. !imensionarea fuzetei.......................................................................................................... 40

4iblio&rafie............................................................................................................................ 41

Partea I

Proiectarea schimbătorului de viteze

Capitolul 1.

Etajarea schimbătorului de viteze a autocarului

1.1.Predeterminarea i definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale (iș 0) a

autocarului

iteza ma"imă a automobilului prescrisă #n tema de proiectare se ob ine #n ultima treaptă aț

schimbătorului care #n &eneral corespunde treptei de priză directă sau treapta similară acesteia cu un raport

de transmitere e&al cu unu sau o valoare apropiată. 5a schimbătoarele cu trei arbori e"istă #ntotdeauna

treapta de priză directă ea asi&ur3nd transmiterea directă de la ambreiaj la arborele de ie ire dinș

schimbătorul de viteze fără an&renaje ceea ce determină un randament ridicat i o func ionare silen ioasă.ș ț ț 617

Predeterminarea raportului de transmitere a transmisiei principale (io) se face astfel cu ajutorulformulei (1.1).

2



sn

p

r

sn

vr

ii

nr

ii

nr V

⋅

⋅⋅⋅=

⋅⋅⋅=

00

ma"ma" $22.0$22.0

ζ

68m9h7 (1.1)

unde : r r ; raza de rulare<

n p ; tura ia de putereț ma"imă< = ; raportul de tura ie<ț

i0 ; raportul de transmisie al transimisiei principale

isn ; raportul de transmisie #n treapta corespunzatoare prizei directe.

,e ale&e isn > 0? . lu3nd #n considerare faptul că se va proiecta un schimbător de viteze cu doi

arbori.

sn

p

r pred

iV

nr i

⋅

⋅⋅⋅=

ma"

0 $22.0ζ

1)$?)0110

?/)01?00@2@$)0$22.00 =

⋅⋅

⋅⋅= pred

i

aloarea predeterminată a raportului i0 trebuie să fie definitivată ( i0ef ) aceasta reprezent3nd

un raport #ntre două numere naturale corespunzatoare numerelor de din i ale ro ilor din ate #n an&renare.ț ț ț

Pentru definitivarea raportului i0 se vor ale&e trei variante de perechi de din i pornind de laț

valoarea predeterminată.

,e observă că (i0 ) pred<7 de unde rezultă faptul ca se adoptă o transmisie principală simplă

pentru care:

i0= zc

z p (1.)

unde: zc > numărul de din i ai coroanei<ț

z p > numărul de din i ai pinionului de atac.ț

5a transmisia principală simplă se ale&e numărul de din i corespunzători unei ro i din ate cilindrice:ț ț ț

z pmin> 12 din i.ț

!in rela ia (1.) rezultă: zț c>(i0) pred Az p

zc> $1 B 12 > /$$@ din iț

stfel se ale&e numărul de din i ai coroanei: zț c > /$ din i apoi se recalculează raportul deț

transmitere efectiv al transmisiei principale:

3



i01>53

17 > $11@

ɛ > 02 D /D ( abaterea valorii rapoartelor efective)

,e determină #nca două rapoarte efective i0 i iș 0$ prin modificarea numărului de din i ai coroaneiț

sau ai pinionului de atac in3nd cont că abaterea valorii rapoartelor efective alese nu trebuie să depaseascăț

F/D fa ă de cea predeterminată.ț

i0>54

17 > $12 < ɛ > 11 D /D

i0$>52

17 > $0/? < ɛ > /? D /D

,e observă că valorile ob inute pentru rapoartele efective iț 01i0 i iș 0$ sunt foarte apropiate de

raportul de transmitere al transmisiei principale predeterminat (i0) pred i abaterea este mai mică de F/D.ș

Pentru a se ale&e raportul de transmisie cel mai adecvat se construie te caracteristica de definitivareș

a raportului de transmitere al transmisiei principale. aceasta reprezintă caracteristica puterilor automobilului

#n treapta de priză directă sau similară acesteia pentru diferite rapoarte de transmitere ale an&rnajului #n

un&hi la care se adau&ă i curba de varia ie a a puterii rezistente la deplasarea #n palier fără v3nt.ș ț

Pr=ηt ∙ Pemax [α ' (2,6525 i0 ∙isk

rr ∙ n P )V + β ' (2,6525 i0∙ isk

rr ∙ n P )2

V 2

−γ ' (2,6525 i0 ∙isk

rr ∙ n P )3

V 3

] (1.$)

unde is8 > i,* > i,/ > 0?.

%abel 1.1 Puterile la roată pentru diferite rapoarte de transmitere ale transmisiei principale!"m#h$ Prez Pr01 Pr0% Pr0&

0 0 0 0 00 1$@? /?$ 0// /@$/10 ?111 112 11@$/ 11120 @1@$ 1$@2 1@?1$ 1$2@@0 1$?//? 001 0@ 0$?/

100 10$/$ $1@ $2$ ?1110 02$/ $2@/ $2?0 $$2

Cu Prez sGa notat suma puterilor corespunzatoare rezis entelor la #naintare pentru panta nulă iar cu Pț r01

Pr0 si Pr0$ puterile la roată pentru rapoartele de transmitere efective i01 i0 respectiv i0$.

Hn fi&ura 1.1 este reprezentată varia ia puterii la roata autocarului #n func ie de raportul de transmitereț ț

al transmisiei principale.

4



0 20 40 60 80 100 1100

50

100

150

200

250

300

Pr01

Pr02

Pr03

Prez

V[km/h]

P[kW]

'i&ura 1.1. aria ia puterii la roata autocarului #n func ie de raportul de transmitere al transmisiei principaleț ț

Conform fi&urii 1.1 se ale&e raportul de transmitere al transmisiei principale i 0 > i0 > $12 #ntruc3t

curba varia iei puterii la roată cu viteza intersectează curba varia iei puterii corespunzatoare rezisten elor laț ț ț

#naintare la o viteză ma"imă superioară (viteza ma"imă impusă prin tema). stfel #n acest caz se ob ine oț

rezervă de putere suficientă pentru invin&erea rezisten elor la #naintare fără a depă i tura ia ma"imă admisă aț ș ț

motorului.

1.%.Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze (is1) a

autocarului

aportul de transmitere ma"im al schimbătorului de viteze este identic cu raportul de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteză.

aportul de transmitere al primei trepte se poate determina distinct din următoarele condi ii: pantaț

ma"imă viteza minimă #n palier pe drum modernizat accelera ia ma"imă posibilă lucrul mecanic de frecareț

la patinarea ambreiajului la pornirea de pe loc capacitatea de pornire a autovehiculului #n diverse condi ii.ț 617

1..1.!eterminarea lui is1 din condi ia de pantă ma"imă impusă #n temăț

5a determinarea acestui raport se pune condi ia ca urcarea pantei ma"ime pț ma" cu valoarea destulde ridicată să se facă cu viteza constantă deoarece urcarea cu accelerare implică valori mai mari ale acestui

5



raport iar urcarea cu decelerare presupune viteză ini ială suficient de mare &reu de atins #n &eneral laț

piciorul pantei. Hn aceste condi ii ne&lij3nd rezisten a aerului datorită vitezei mici de urcare i in3nd seamaț ț ș ț

că motorul trebuie să dezvolte momentul ma"im pentru ca i s1 să nu fie prea mare. !in bilan ul de trac iuneț ț

se ob ine rela ia 1..ț ț

is1=Ψ max ∙G a∙ rd

M max ∙ i0∙ ηt (1.)

unde ɳ t > randamentul transmisiei #n prima treaptă

Jma" > rezisten a specifică ma"imă a drumului.ț

Jma" > f(0)A cosK pma" L sinK pma" (1./) K pma" >

arct&(pma") ⇒ K pma" > arct&(0$@) ⇒ K pma" > 0$$ rad

Jma" > 00111A cos 0$$ L sin 0$$ ⇒ Jma" > 0$2

is1 >0,37∗240000∗0,4878

2100∗3,176∗0,97 > 2

1...!eterminarea lui is1 din condi ia de viteză minimă stabilităț

Considerarea acestui criteriu are #n vedere re&imul uniform de mi care pe un drum modernizat #nș

palier.

,e consideră viteza minima min> 8m9h. 5a această viteză minimă ca is1 să aibă o valoare

redusă trebuie ca tura ia motorului să aibă valoarea cea mai mică posibilă.ț

aloarea raportului de transmitere este data de rela ia 1..ț

is1=0,377 ∙ nmin ∙r r

i0 ∙V min (1.)

is1=0.377 ∙800 ∙0,483,176 ∙10

=4.55

Conform literaturii de specialitate criteriul vitezei minime nu este hotăt3tor pentru is1 .

1..$.!eterminarea lui is1 după criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului la pornirea de pe

loc

,olicitările cele mai mari ale ambreiajului se produc la cuplarea sa la pornirea de pe loc. ,tudiul

analitic efectuat #n anumite condi ii simplificatoare eviden iază #n mod direct efectul important al tura ieiț ț ț

ini iale a motorului nț 0 i al raportului de transmisie al primei trepte.ș

6



5u3nd #n considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului la pornirea de pe loc #n

cazul deplasării pe un drum #n palier de efectul valorii turatiei ini iale a motorului nț 0 i de marimea puteriiș

specifice Psp se ob ine e"presia de calcul a valorii raportului primei trepte a schimbatorului de viteze 1.2.ț

is1=0.11 ∙iSN

ζ

∙n0∙ V max

√ k a

n P ∙ ca∙ Psp

∙ 1

μ (1.2)

unde n0> 0.2/AnP

8 a> 0.2 pentru motoarele diesel

M > // pentru autobuze cu motoare diesel

n0 > 02/A1?00> 1/ rot9min

is1=0.11 ∙0,96

0,95∙1425 ∙110∙0,06√

0.72

1900 ∙1,25 ∙0,0131∙ 1

525=6,94

,e ale&e raportul de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze cel obtinut din după

criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului #ntruc3t are valoarea cea mai mare.

1.&.Etajarea schimbătorului de viteze a autocarului

,chimbătorul de viteze cu trepte este caracterizat din punct de vedere cinematic prin numarul de

etaje i raparte de transmitere. aportul de transmitere ma"im reprezintă raportul de transmitere al primeiș

trepte. aportul de transmitere la care se realizează viteza ma"imă impusa prin tema de proiectare este

stabilit odată cu predeterminarea i definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale elș

corespunde ultimei sau penultimei trepte atunci cand e"istă i o treaptă de supraviteză.ș

nsamblul opera iilor de stabilire a numărului de trepte i a valorilor rapoartelor de transmisie aț ș

schimbătorului de viteză se nume te etajarea schimbătorului de viteză.ș 617

Etajarea schimbătorului de viteze se poate face după mai multe criterii precum criteriul aceluia iș

interval de varia ie al for elor de trac iune #n treptele #nvecinate solu ie ce nu se utilizează la autovehiculeleț ț ț ț

rutiere i criteriul apropierii ma"ime a caracteristicii de trac iune fa ă de hiperbola ideală de trac iune. cestș ț ț ț

ultim criteriu fiind cel mai bine satisfăcut de etajarea #n pro&resie &eometrică.67

1.$.1.!eterminarea numărului minim de trepte de viteză a autocarului

Pentru a ob ine numărul minim de trepte trebuie ca #n fiecare treaptă să fie parcurs #ntr&ul interval deț

tura ii pus la dispozi ie 6nNnNN7ț ț . C3nd acest interval este dat numărul minim de trepte se calculează cu rela iaț

1.@.

7



* min > 1 L

ln( is1

i SN )

ln(nn )

(1.@)

*min > 1 L

ln (6,94

0,96)

ln(1900

1100) > ⇾ numărul de trepte este 5

1.$..!eterminarea rapoartelor de transmitere #n fiecare treaptă

!eterminarea raportului de transmitere #n fiecare treaptă se face utiliz3nd formula 1.?.

i sj >

(1.?)

unde : isj > raportul de transmitere pentru treapta O j <

* > numărul de trepte.

%abel 1.. apoartele de transmitere ale schimătorului de viteză *umărul

treptei1 $ /

aport detransmitere

? $ /@ 1/2 0.?

1.$.$.%rasarea dia&ramei fierăstrău i eviden ierea &olurilor i acoperirilor ș ț ș

Cunosc3nd raportul de transmitere al transmisiei principale i pe cel al fiecărei trepte #n parte seș

cunoaste varia ia vitezei #n func ie de tura ie pentru fiecare treaptă a schimbatorului de viteze conformț ț ț

formulei 1.10. Cu c3t intervalul de varia ie al tura iei este mai mare numărul treptelor de viteză scade.ț ț

Etajarea #n pro&resie &eometrică are avantajul că permite să se ob ină numărul minim posibil de trepte deț

viteză

j > 0.$22

(1.10)

8



itezele at3t cea inferioară c3t i cea superioară variază #n pro&resie &eometrică #n sens crescător ș

cu numărul de ordine al treptelor.

,e ob in astfel vitezele din fiecare treaptă a schimbătorului.ț

%abel 1.$. itezele minime i ma"ime din fiecare treaptă aș schimătorului de viteză

j 1 $ / j

Q ? 1/ 1 @ j

QQ 1/ 1 @ 11

0 500 1000 1500 20000

20

40

60

80

100

120

TREPT ! TREPT !!

TREPT !!!

TREPT !"

TREPT "

ET 1

ET 2

ET3

ET4

#!$

#!$ 2

Turație [rot/min]

Viteza [km/h]

'i&ura 1.. Etajarea #n pro&resie &eometrică

,e observă #n fi&ura 1.. că intervalul de viteze cre te #n pro&resie &eometrică #n func ie de numărulș ț

de ordine al treptei intervalul cel mai mare #nre&istr3nduGse #ntre ultima i penultima treaptă.ș

Etajarea #n pro&resie &eometrică prezintă avantajul că are aceea i apropiere fa ă de hiperbola deș ț

tractiune #n fiecare treaptă dar i faptul că prezintă aceea i importan ă a fiecărei trepte. !ar #n acela i timpș ș ț ș

prezintă i dezavantaje precum:ș ∆V se măre te la trecerea #n treptele superioare< la cre terea intervaluluiș ș

de varia ie a tura iei etajarea este nefavorabilă i capacitate de trac iune scazută.ț ț ș ț

Hn realitate schimbarea treptelor de viteză nu se face instantaneu astfel #nc3t apre o reducere de

viteză.

9



,e poate #nt3mpla #n cazul acoperirii ne&ative sau zero ca tura ia inferioară efectivă să devină maiț

mică dec3t tura ia impusă i motorul să intre #n zona de instabilitate i să se oprescă neput3nduGse trece #nț ș ș

treapta superioară.

Capitolul %.

Performan ele de trac iune ale autocaruluiț ț

%.1.Caracteristica de trac iune la sarcină totalăț

Pentru studiul mi cării autovehiculului este necesară cunoa terea for ei de trac iune pentru oriceș ș ț ț

viteză.Caracteristica de trac iune reprezintă func ia care e"primă dependen a for ei de trac iune ma"imăț ț ț ț ț

fa ă de viteza autovehiculului pentru toate etajele schimbătorului de viteză.ț 6$7

Caracteristica de trac iune se poate construi direct pe cale e"perimentală prin #ncercareaț

autovehiculului pe teren sau pe standuri speciale.

Caracteristica de trac iune permite să se proiecteze i etajul #n care se ob ine viteza ma"imă pe unț ș ț

anumit drum.

.1.1.%rasarea caracteristicii de trac iune la sarcina totală 'ț t() pentru treptele de viteză 1..*t

%rasarea caracteristicii de trac iune se face pentru fiecare treaptă a schimbatorului de viteze iț ș

reprezintă varia ia for ei de trac iune cu viteza #n respectiva treaptă 'ț ț ț t(v).

Hn ecua ia &enerală a mi cării rectilinii a autovehiculelor cu roti for a de tractiune atunci c3nd esteț ș ț

cuplată treapta 8 a schimbătorului de viteze F tk este &enerată de momentul motor M e a cărui mărime

depinde de sarcina i tura ia motorului:ș ț

(.1) unde i sk = valoarea raportului de transmitere al schimbătorului de viteze #n treapta k (k > 1 R

N trepte)<

i0 > raportul de transmitere al transmisiei principale<

%t > randamentul transmisiei.

10



0

0.$22 6 9 7r

sk

n r V Km h

i i

×= ×

×

&2.2'

Parametrii necesari determinării caracteristicii de trac+iune la sarcină totală a motorului vor ficalcula i i centraliza i #n tabelul .1.ț ș ț

%abel .1. Calculul for ei de trac iune i a vitezei #n fiecare treaptă a schimbătorului de vitezăț ț ș

n !rot#min$ '00 00 1000 1100 1%00 1&00 100 1*00 1+00 1,00 1'00 100

P !"-$ 1$@0$

0

1/22?

0

12??

0

1?/$0

0

0@2?

0

10@0 1/0 1?0 ?@0

0

/?0 10/0 00

0 !da/$ 1@

012/2

01?11

01?

01/

01?0 1@0 1/$?0 1?12

010/0 1$@/@0 1$2

0t1 !da/$ @1$ ?/ ?@? 2011 @21 21/ @1$ $$ 1/ /?/$ /22 /@2

t% !da/$ 1/$ 1 0 2$ 1@@ 0?$ 1/$ $@2@ $2/@ $? $?1 $$

t& !da/$ /$$ /2/ /?@ 0 // ? /$$ $/ ? 1$ 1? 00

t !da/$ 1/1 1/2 1/@1 1/@ 1// 1/1? 1/1 1$? 1$?/ 1$2 1? 11

t* !da/$ ? ?/@ ?2 ?20 ?/0 ?? ? @@0 @/$ @ 2? 2/?

1 !m#h$ 2 2 @ ? 10 11 11 1 1$ 1 1/ 1

% !m#h$ 11 1 1$ 1/ 1 1@ 1? 0 $

& !m#h$ 1$ 1 1 1@ 1? 1 / 2 ? $0

!m#h$ ? $$ $ 0 2 /1 / /@ / ?

* !m#h$ 2 /$ /? / 21 22 @$ @? ?/ 101 102 11$

Hn fi&ura .1. este reprezentată aracteristica de trac+iune la sarcină totală pentru treptele I IIIII I

i .ș

11



0.000 50.000 100.000 150.0000

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

8000

TREPT !

TREPT !!

TREPT !!!

TREPT !"

TREPT "

TREPT "!

Viteza[km/h]

Forţa de tracţiune[daN]

'i&ura .1. Caracteristica de trac+iune la sarcină totală

.1.. !eterminarea performan+elor autovehiculului cu ajutorul caracteristicii de trac+iune

Pentru eviden+ierea performan+elor autocarului este necesară calcularea rezisten+ei totale la

#naintare. ceasta se calculează cu ajutorul formulei .$.

S> aL pL rul (.$)

a=k ∗ !∗V x

2

13 [daN ] (.)

unde a > rezisten+a aerului

p=G a∗sinα p [ daN ] (./)

unde p > rezisten+a la pantă

r"#=$ (V )∗Ga∗c%sα p [daN ] (.)

"nde r"#=¿ rezisten+a la rulare

G8 este coeficientul aerodinamic 8> 001/ B c" > 00@<

G" ; viteza relativă a aerului fa+a de automobil

G" > F v unde v este viteza v3ntului. ceasta se va considera v > 0<

P > B 9 $0 6 8T7 (.2)

unde P > puterea corespunzatoare rezisten eiț

12



Ga=24000daN masa ma"ima constructiva a autocarului

Hn tabelul $.$. se vor calcula rezisten ele la rulare a autocarului pentru viteze din / #n / 8m9h de laț

plecarea de pe loc p3nă la viteza ma"imă constructivă #n cazul deplasarii #n palier.

%abel .. Calculul rezisten elor #n func ie de viteza la deplasarea #n palier ț ț

68m9h7 f rul 6da*7 p 6da*7 a 6da*7 tot 6da*7

0 00111 $@2 0 0 $@2/ 00102? $@ 0 0@$@12? $@

10 0010$?1@ $@/ 0 $$2/202? $@@1/ 0010/2 $@/ 0 2/?$/?$1 $?0 00102 $@/ 0 1$/010@$0@ $?@/ 0010/ $@/ 0 10?/$1 0$0 001022 $@ 0 $0$22$? 1$/ 001112$ $@2 0 1$20? @0 0011221 $@@ 0 /00$$$1 / 001/11 $?0 0 @$?$$0@ /@/0 001$$?? $? 0 @$@12?$ 22// 001$1? $?/ 0 10101?0@ ?20 001/10@ $?2 0 11/0?222 /1?/ 001?$/2 01 0 10/1? /$20 001@0 0 0 1/$@@22 /202/ 001200$/ 0@ 0 1@?@/@?@0@ /?@@0 001212@ 1 0 1012$? @@/ 0012$?/$ 12 0 $@$$1$1 1?0 0012/2/0 0 2$$??$$ ?/?/ 00122?/11 2 0 $01@1@? 2$

100 001@0?@ $$ 0 $$2/202? 22010/ 001@2?0? $? 0 $21$0$ @11110 001@/?@ / 0 0@022$1 @/$

ezultatele centralizare #n tabelul .. vor fi analizate &rafic #n fi&ura ..

13



0

100

200

300

400

500

600

700

800

900

Rrul

R(

Rp

Rt)t

'i&ura .. aria ia rezisten elor la inaintare a autocarului #n func ie deț ț ț

viteza de deplasare #n palier

naliz3nd &raficul se poate observa că rezisten a la rulare variază #ntrGun interval destul de mic spreț

deosebire de rezisten a aerului aceasta din urma av3nd o varia ie foarte mare datorată ariei sectiuniiț ț

transversale ma"ime a autocarului foarte mare. !e asemenea se poate observa că acestea sunt crescatoare

odată cu cre terea vitezei.ț

5a viteza ma"imă #n palier rezisten a la rulare reprezintă /D din suma rezisten elor #n timp ceț ț

rezisten a aerului reprezintă restul p3nă la 100D rezisten a la panta nefiind luată #n considerare. 5a /0 8m9hț ț

viteza ma"imă permisă #n localită i rezisten a la rulare reprezintă @D din suma rezisten elor #n timp ceț ț ț

rezisten a aerului reprezintă doar 1@D. 5a @0 8m9h rezisten a la rulare reprezintă D din suma rezistentelor ț ț

iar rezisten a aerului restul de D.ț

Pentru #nvin&erea rezisten elor calculate anterior motorul autocarului va trebui să furnizeze oț

anumită putere. Puterile necesare #nvin&erii rezisten elor la #naintare se calculează cu formulele:ț

Prul> r"# ∙ 9$068U7 (.@)

P p> p A9$0 68U7

(.?)

Pa> aA9$0 68U7 (.10)

Hn tabelul .$. se vor calcula puterile necesare #nvin&erii rezisten elor la rulare a autocarului pentruț

viteze din / #n / 8m9h de la plecarea de pe loc p3nă la viteza ma"imă constructivă #n cazul deplasării #n

palier.

%abel .$ Calculul puterilor corespunzatoare rezisten elor #n func ie de viteza la deplasarea #n palier ț ț

68m9h7 Prul68U7 Pp 68U7 Pa68U7 Ptot 68U70 00000 0 00000 00000

14



/ /$11 0 00112 /$2@10 10? 0 00?$@ 102@@1/ 1012 0 0$1 1$/@10 1$@@? 0 02/01 1$@?/ 2$1 0 1/0 @011

$0 $12 0 /$1/ $?@1$/ $2/0 0 01?? 1?0 $1111 0 000/ ?111/ @2/00 0 @/$2 /2?$2/0 / 0 1121?2 11// 0$2 0 1//?@? 2/?10 12 0 0/1 @1@$/ 20@ 0 /2@ ?@1/0?20 2@/// 0 $1/@@ 11021

2/ @/0000 0 $?//0 1//0@0 ?1/// 0 @00$? 1$?//?@/ ?@/@$ 0 /2/2@@ 1/0$2?0 10//000 0 @$? 12$@??/ 11@0 0 @0$@/ 1?$0/?100 1022@ 0 ?$2/2/ 10$/$10/ 1@012 0 10@/$1 $/222110 1$/?2 0 12?1$ 02$/

ezultatele centralizare #n tabelul .$ vor fi analizate &rafic #n fi&ura .$.

0

50

100

150

200

250

300

Prul

P(

Pp

Pt)t

'i&ura .$. Puterea necesară la deplasarea #n palier

!in &raficul .$ se poate observa că puterea necesara #nvin&erii rezisten ei la rulare cre te mai mult iț ș ș

mai rapid dec3t puterea necesară #nvin&erii rezisten ei aerului.ț

5a viteza de /0 8m9h puterea necesară #nvin&erii rezisten ei la rulare reprezintă ?1D din sumaț

puterilor puterea de #nvin&ere a rezisten ei aerului reprezent3nd doar ?D. 5a @0D puterea necesarăț

#nvin&erii rezisten ei la rulare reprezintă D iar puterea de #nvin&ere a rezisten ei aerului reprezent3ndț ț

15



D. 5a viteza ma"ima de 110 8m9h puterea necesară #nvin&erii rezisten ei la rulare reprezintă /D dinț

suma puterilor puterea de #nvin&ere a rezisten ei aerului reprezent3nd @D.ț

%.1. 2rasarea caracteristicii dinamice

Caracteristica dinamică constituie func+ia care e"primă dependen+a factorului dinamic fa+ă de viteza

autovehiculului pentru toate etajele schimbătorului de viteze atunci c3nd motorul functionează la sarcină

totală. Hn mod fracvent caracteristica dinamică este identificată cu reprezentarea &rafică a curbelor factorului

dinamic #n func ie de viteză pentru toate etajele schimbătorului de viteză.ț 6$7

lura curbelor caracteristicii dinamice este asemănătoare cu cea a curbelor din caracteristica de

trac+iune. 5a autovehiculele cu schimbătorul de viteze #n trepte -i curbele caracteristicii dinamice au alura

unei parabole.'actorul dinamic ! se calculează cu formula .1.

&= t − a

Ga (.11)

'actorul dinamic este o mărime adimensională #nsă pentru sa se sublinia că define te un raport deș

for e se indică dimensiunea da*9da* sau se poate reprezenta i #n procente.ț ș

Hn tabelul .$ sunt prezentate valorile factorului dinamic #n cele / etaje ale schimbătorului de viteză

#n func ie de viteză.ț

%abel .$. 'actorul dinamic1

6Vm9h7!

6Vm9h7! $

6Vm9h7!

6Vm9h7! /

6Vm9h7!

/@ 0@ 1022 012@@?

12$ 010/ ?0$$ 00$ 2@1 00$2

2$@? 0@@ 11$ 012/?

1$ 0102 $ 00 /$1 00$

@10 0?1 1$20 01222 1/?1/ 010@ $?1 00 /?$/1 00$

?0$1 0? 1@12 012222? 12/02 010@ $??0 00 /@2 00$/

?@/ 0@ 11 01212 1?0?? 010 $//0 00 21 00$$

102$ 0@0 12/11 01201@

0?0 010$ 212? 001 221/2 00$1

11? 0@ 1@@/@ 012/?/

@ 010/ /0@0@ 001 @$0? 00$1

1$1/ 0/ 00/ 0110? $@2$ 00?@ /$2 00/ @?02 002

1$1$ 0/2 1// 01//??

// 00?/ /@0 00/ ?? 00

1$?/2 0@ @?? 01/0/

20/ 00?1 1?/ 00/1 100@?2 00

122@ 0$@ 012 @@ 00@@ /$ 00? 10@$ 001?

16



2

1//?? 0@ //?$ 01$@/$

$0$? 00@ @?/$ 00 112@ 001

stfel cracteristica dinamică va fi reprezentată #n fi&ura .$.

0.000 50.000 100.000 150.0000.000

0.050

0.100

0.150

0.200

0.250

0.300

0.350

TREPT !

TREPT !!

TREPT !!!

TREPT !" TREPT "

Viteza [km/h]

Forţa de tracţiune [daN]

'i&ura .$. Caracteristica dinamică

Capitolul &.

3tabilirea schemei de or4anizare a schimbătorului de viteze si determinarea numărului

de din5i al ro5ilor din5ate

&.1. 3tabilirea schemei de or4anizare a schimbătorului de viteze

le&erea schemei de or&anizare se face pe baza rezultatelor ob inute la calculul de tractiune #nț

cadrul caruia sGa efectuat etajarea schimbătorului de viteză. Cunosc3ndu G se numarul de trepte trebuie

aleasă solu ia de cuplare pentru fiecare treaptă in3nd seama de tipul automobilului pentru care seț ț

proiectează schimbatorul de viteze.

17



Hn schema de or&anizare la ale&erea pozi iei ro ilor din ate fată de la&arele arborilor este necesar săț ț ț

se adopte ini ial prin compara ie cu realizari similare e"istente urmatoarele elemente: lă imea ro ilor din ateț ț ț ț ț

lă imea sincronizatoarelor distan ele dintre ro ile din ate jocul dintre ro ile din ate i la imea la&ărelor.ț ț ț ț ț ț ș ț 67

,e ale&e schema de or&anizare &enerală prezentată #n fi&ura $.1.

P ; arbore primar <, ; arbore secundar<,1$ ; sincronizatoare <1$//QQ$QQ1Q ; roti dintatefolosite pentru treptele de mersinainte<W1 WW$ ; roti dintate folosite

pentru mersul inapoi .

'i&ura $.1. ,chema de or&anizare &enerală a schimbătorului de viteze67

&.%. 6eterminarea distan ei dintre a7ele arborilor i a modulului normal al danturiiț ș

!istan a C dintre a"ele arborilor se poate determmina #n prealabil cu formula utiliztă pentruț

autoturisme:

C > 0 3√ Mmax

($.1)

C > 0 3√ 169,640 >1$ mm

,e ale&e conform standardului ,%, //; @ : C > / mm

Pentru determinarea numerelor de din i ale ro ilor trebuie ca #n prealabil să se e"prime rapoarte deț ț

transmitere #n func ie de aceste numere.ț

Hn cazul schimbatorului de viteza cu doi arbori raportul de transmitere a treptei j este:

18



j>1$...

($.)

unde:z pj > numărul de din i al pinionului de pe arborele primar corespunzător treptei j<ț

zsj > numărul de din i al ro ii de pe arborele secundar corespunzatoare treptei j.ț ț

!istan ele dintre centrele ro ilor conju&ate este constantă :ț ț

j>1$....

($.$)unde:

mnj > modulul normal al ro ilor conju&ate de pe arborele primar i secundar corespunzatoare treptei j<ț ș

X j > un&hiul de #nclinare a din ilor ro ilor conju&ate de pe arborele primar i secundar corespunzătoareț ț ș

treptei j<

K1 > un&hiul de presiune frontal de referin ă<ț

KUtj > un&hiul de an&renare frontal corespunzător ro ilor cu numerele de dinti zț pj i zș sj<

HntrGo primă etapă a stabilirii numarului de din i se poate considera cazul an&renajelor zero (faraț

deplasari) sau al an&renajelor zero G deplasate ( "1jL"j>0). Hn această situa ie Kț Utj > K1. Pentru simplificarea iș

ieftinirea procesului de fabrica ie se recomandă ca pe c3t posibil modulele normale ale ro ilor să fieț ț

acelea i. Cu aceste condi ii relatia ($.) devine :ș ț

j>1$...

($.)

Yn&hiurile de #nclinare ale din ilor se recomandă a avea valorile situate #ntrGun anumit interval :ț

6$0o/o7. ,e dore te ca solicitările a"iale ale arborilor să fie c3t mai mici. !acă se ale&e adecvat #nclinareaș

din ilor se poate anula for a a"ială rezultantă ce solicită rulmen ii acestuia. Pentru aceasta #n primul r3ndț ț ț

trebuie ca #nclinarea din ilor ro ilor de pe arborele primar să fie la toate ro ile ori spre dreapta ori spreț ț ț

st3n&a. Hn &eneral direc ia se ale&e #n a a fel ca for a a"ială să fie orientată spre e"teriorul schimbătorului deț ș ț

viteze.

19



Pentru a asi&ura reducerea for ei ce #ncarcă la&ărele arborilor e"istă două modalită i de abordare aț ț

continuării calculului numerelor de dinti: ale&erea aceluia i un&hi de #nclinare al din ilor tuturor rotilor de peș ț

arborele intermediar sau ale&erea un&hiurilor #n scădere continuă.

,e ale&e cea deGa doua variantă care face posibilă chiar anularea for ei a"iale. ,e poate demonstra căț

prin formula $. se calculează procentul de for ă a"ială remanentă din for a ini ială.ț ț ț

Zf > 10 [ 6zi 9 zij ; 1 7 t&X 6D7 ($./)

,e ale&e un&hiul de #nclinare al danturii din intervalul recomandat mai sus ca fiind:

X > /\.

> z pj L zsj ($.)

,e dore te ca marimeaș z pj L zsj să fie c3t mai mică din condi ii de &abarit. ,e poateț

demonstra că pentru a realiza această condi ie trebuie ca zț pj să aibă valori minime.

om ale&e z pj > zmin > 1 din i av3nduGse #n vedere valoarea minimă tehnolo&ică posibilă de 1 din iț ț

pentru o roată din ată.ț

Pentru treapta 1 de viteze :

? > zs191 ] zs1 > ?21

le&em zs1 > ?2 din i de unde rezultă iț s1 > ?$

Calculăm valoarea erorii fa ă de iț s1 precalculat pentru a ne asi&ura că este sub D limita acceptata #n

literatura de specialitate :

Z >

6,94−6,93

6,94 100 >01 D D deci se acceptă .

vem z1 L z > 111 din i pentru treapta 1.ț

Pentru treapta a Ga de viteze :

$ > zs191 ] zs1 > @@@$

le&em zs1 > @@ din i de unde rezultă iț s1 > 1?

Z >

4,23−4,19

4,23 100 >0? D D deci se acceptă .

vem z$ L z > 10? din i pentru treapta a Ga.ț

( z$ L z) G ( z L z1) > 111 ; 10? >

20



ezultă că corespunde cerin elor ca mărimea zț pj L zsj să crească de la st3n&a la dreapta cu ... $ unită i pentruț

a realiza o descărcare de for e a"iale.ț 67

Pentru treapta a $Ga de viteze :

/@ > zs19$0 ] zs1 > 22

le&em zs1 > 22 din i de unde rezultă iț s1 > /

Z >2,58−2,56

2,58 100 >022 D D deci se acceptă .

vem z/ L z > 102 din i pentru treapta a $Ga.ț

( z/ L z) G ( z$ L z) > 10? ; 102 > ⇾ corespunde cerin elor ca mărimea zț pj L zsj să

crească de la st3n&a la dreapta cu ... $ unită i.ț

Pentru treapta a Ga de viteze :

1/2 > zs191 ] zs1 > $2

le&em zs1 > din i de unde rezultă iț s1 > 1/

Z >1,57−1,56

1,57 100 >0$ D D deci se acceptă .

vem z/ L z > 10/ din i pentru treapta a Ga.ț

( z2 L z@) G ( z/ L z) > 102 ; 10/ > ⇾ corespunde cerin elor ca mărimea zț pj L zsj să

crească de la st3n&a la dreapta cu ... $ unită iț

Pentru treapta a /Ga de viteze :

0? > zs19/$ ] zs1 > /0@@

le&em zs1 > /0 din i de unde rezultă iț s/ > 0?

Z >0,96−0,94

0,96 100 >0@ D D deci se acceptă .

vem z? L z10 > 10$ din i pentru treapta a /Ga.ț

( z10 L z?) G ( z@ L z2) > 10/ ; 10$ > ⇾ corespunde cerin elor ca mărimeaț să

crească de la st3n&a la dreapta cu ... $ unită iț

Hn tabelul $.1 sunt prezentate valorile rezultate pentru fiecare treaptă #n parte.

2abel &.1. /umerele de din i i rapoartele de transmitere definitivateț ș

21



*r.treptei j

z pj

calculat6nr.dinti7

zsj

calculat6nr.dinti7

zsj

adoptat6nr.dinti7

zsj

adoptat6nr.dinti7

isj initial6G7

isj definitivat6G7

Z6D7

1 1 ?2 1 ?2 ? ?$ 1.$ 1 @@ 1 @@ $ 1? 1.$ $0 22 $0 22 /@ / 1.

1 1 1/2 1/ 0.@/ /$ /0 /$ /0 0? 0? 1.0

,e observă că erorile dintre valoarea nominala i cea definitivată a rapoartelor de transmitere suntș

toate sub $D deci acceptabile. !e asemenea se observă că numerele de dinti alese nu au numitor comun

pentru a se evita fenomenul de interferen ă.ț

!orim să determinam distan a #ntre a"e minimă pentru momentul ma"im admis . ceasta insaț

depinde de modulul normal al rotilor dintate .

Pentru aceasta folosim relatia : mn > /.9!p ($.2)

unde : !p > diametrul pitch adoptat in functie de tipul automobilului si momentul ma"im conform tabelului

de mai jos.

om avea !p > 1 deci mn > .1 mm.

le&em un modul normal ,%, mn > mm.

Putem calcula distanta intre a"e :

aU > 0B9cos/\ ] aU > 11$1$mm .,e ale&e aU > 11/ mm conform ,%,0//G@.

!istanta #ntre a"e este in limite normale datorita faptului ca se proiecteaza un schimbator de viteze

cu arbori pentru care valoarea acestei distante este relativ mare.

&.&.6eterminarea numărului de din5i 8i definitivarea raportului de transmitere pentru treapta de mers

9napoi

Hn cazul dispunerii a"ului pentru treapta de mers #napoi rezultanta a for elor de an&renare ' cautăț

să apropie ro ile #ncarcarea a"ului fiind mai redusă. ezultanta este cu at3t mai redusă cu c3t un&hiul ^ areț

o valoare mai mică acest lucru realiz3nduGse prin #ndepartarea a"ului ro ii de mers #napoi de arboriiț

intermediar i secundar. Pentru ca roata baladoare să poată fi permanent #n an&renare cu celelalte două ro+iș

trebuie să #i &ăsim cotele de pozi+ionare. ici trebuie să +inem cont de dis+anta dintre a"ul ro+ii baladoare -i

a"ele de rota+ie a celorlalte ro+i pentru ca acestea să poata fi mereu #n an&renare completă.

stfel se ale&e:

zmi#1>1?

zm#>/?22



ezultă: ie$ m( =3,1

γM ) =arccos mn∗( zm( 1+ zm ( 2)

2∗ ! =¿ 1.1\

&dm ( 1= zm ( 1∗mn

cos* =

19∗2

cos41.41+=50,66[mm]

&dm ( 2= zm ( 2∗mn

cos* =

59∗2

cos41.41+=157,33 [mm]

'i&ura $.1 Cuplarea ro+ilor la treapta de mers #napoi

Capitolul .

Calculul i proiectarea mecanismului reductorș

.1.Calculul i proiectarea ro5ilor din5ateș

Pentru ro+i din+ate se folosesc #n &eneral o+eluri #nalt aliate pentru a reduce pe c3t posibil

dimensiunile -i masa an&renajelor. !e aceea se va ale&e ca material 1@WoCr*i1$ (,%, 2?1G@@).

23



%abelul .1 Principalele materiale utilizate pentru ro i din ate 617ț ț

!uritatea miezului: !>0_4

!uritatea flancului: !'>/?_C

ezistenta la pittin&: `_lim>1/0 WPa

ezisten+a la piciorul dintelui: `'lim>/0 WPa

ezistenta la rupere: m>?/0 WPa

!eoarece pentru ale&erea modulului am folosit metoda diametrului pitch ce are ca punct de plecare

solicitarea la #ncovoiere vom considera dantura rezistentă acestor tipuri de solicitari.

Pentru un autocar care circulă pe drumurile din om3nia cele mai utilizate trepe de viteză sunt II -i

III acestea vor fi cele pe care le vom verifica la solicitările de oboseală la bază -i pittin&.

upere prin oboseala la baza dintelui

, P#=

' t

-∗mn

∗ S

V

'

/

P- (.1)

0 1#=, #im

, P#

21,2

. S=1,2

24



. /=1

/=0,6

. P-=1,1

. V =1+ √3 [ms ]

10 (.)

3= 4 &d n

60∗103

(.$)

Pentru trepta a IIGa

&d3=mn∗ z3cosγ

= 2∗21

cos23.12=61.97 [mm ]

&d 4=mn∗ z4

cos γ =

2∗88

cos23.12=274 [mm]

Presupunem că: nII>000 rot9min

3=

4 ∗61.97∗2000

60000 =6.49[

m

s ]

. V =1+❑√ 6.49

10 =1,25

le&em V ' din &rafic: . =2,3

t =2∗ M &d3

=2∗690

61.97 =222.68 [ da N ]=2226.8 [ N ]

-=15 [mm ]

⟹, P#=2226.8

15∗3∗1,2∗1,25∗2,3∗0,6∗1,1=331.67 [ MPa ]

0 1#= 400

331.67=1.2121,2(se 3eri$ic 5)

Pentru trepta a IIIGa

25



&d5= z5∗mn

cos * =

23∗2

cos25.6 +=83.16 [mm ]

&d6= z6∗mn

cos* =

44∗2

cos25.6 +=252.81 [mm]

Presupunem că: nIII>000 rpm

3=4 ∗83.16∗2000

60000 =8,71[

ms ]

. V =1+❑√ 8,71

10 =1,29

le&em V ' din &rafic: . =2,5

' t =2∗ M &d5

=2∗690

83.16=165.9 [da N ]=1659[ N ]

-=15 [mm ]

⟹, P#=1659

15∗3∗1,2∗1,29∗2,5∗0,6∗1,1=91.97 [ MPa ]

0 1#=

400

91.97=4.3421,2(se 3eri$ic5)

boseala superficiala (pittin&)

, 10#= . M . 1β√ ' t -∗ &d

∗ . S . V . 1-i12+1

i12

(.)

0 1#=, 1#im

, 10#

21,2 (./)

le&em:

. 1β=0,8

. 1-=1,25

. M =271

Pentru trepta a IIGa

26



, 10#=271∗0,8

❑√ 2226.8

15∗61.97∗1,2∗1,25∗1,25∗4.42+1

4.42 =510.84 [ MPa]

0 1#=, 1#im

, 10#=

1500

510.84

=2.9321,2(se3er$ic 5)

Pentru trepta a IIIGa

, 10#=271∗0,8

❑√ 1659

15∗83.16∗1,2∗1,29∗1,25∗3.04+1

3.04 =400.93 [ MPa]

0 1#=, 1#im

, 10#

= 1500

400.93=3.7421,2(se 3er$ic5)

.%. Calculul 8i proiectarea arborilor

rborii cutiilor de viteze sunt solicita+i la #ncovoiere -i răsucire care dacă depă-esc limitele

admisibile conduc la o an&renare necorespunzătoare reduc3nduGse &radul de acoperire al danturii.

!imensionarea arborilor se face după considerente de ri&iditate -i nu de rezisten+ă.

'i&ura .1 ,chemmele de #ncărcare ale arborilor cutiilor de viteze 6$7

stfel sGa ales o+elul 1WoWnCr1 ce are următoarele proprietă+i mecanice:

`G1>0 6WPa7 si 0>10 6WPa7.

pentru arborele primar d=2.28∗3√ M M 6mm7 unde Wm este momentul ma"im al motorului

#n *cm<

stfel d > 1. mm ] se ale&e d > mm conform ,%, @29$ ; 26/7

pentru arborele secundar dQ > (0....0./) C 6mm7

27



stfel dQ>0./ B 11/ > /1.2/ mm ] se ale&e dQ > /0 mm conform ,%, @29$ ; 2 6/7

%abel .. !imensiunile capetelor de arbori 6/7

.& Calculul pentru ale4erea rulmen5ilor

rborii din transmisie se sprijină pe rulmen+i cei mai răsp3ndi+i sunt rulmen+ii radiali cu bile ce pot

prelua -i o anumită sarcină a"ială. ce-ti rulmen+i sunt mai ieftini au un randament ridicat se montează u-or

-i nu necesită re&laje #n timpul e"ploatării autovehiculului.

28



'i&ura . ,cheme pentru calculul #ncărcării rulmen+ilor 6/7

ulmen+ii se ale& din cataloa&e #n func+ie de capacitatea de #ncărcare dinamică. !ependen+a dintre

capacitatea dinamică -i durata de func+ionare a rulmen+ilor este dată de rela+ia .:

0 =6 p√ & 6mm7

(.)

Ynde:

G reprezintă sarcina echivalentă 6*7< p > e"ponent ce depinde de tipul rulmentului (p>$ pentru rulmen+i cu bile< p>109$ pentru rulmen+i

cu role).

ela ia este valabilă pentru rulmen+ii care lucrează la sarcină -i tura+ie constantă.ț

!urabilitatea ! se e"primă #n milioane de rota+ii -i se poate calcula cu rela+ia:

!>0n!h910 (.2)

Ynde:

!h G este durata de func+ionare #n ore<

n G reprezintă tura+ia inelului rulmentului 6rot9min7<

Hn cazul cutiei de viteze rulmen+ii func+ionează #ntrGun re&im nesta+ionar cu sarcini -i tura+ii

variabile.

Capacitatea de #ncărcare #n acest caz se determină cu rela+ia :

0 =6m p√ &

(.@)

Ynde:m G este sarcina echivalentă medie

29



! G este durata de func+ionare.

!urata de func+ionare se e"primă cu rela+ia:

!>!hnech0910 (.?)

%abelul . !urabilitatea rulmen+ilor 6/7

Prin sarcina echivalentă medie m se #n+ele&e #ncărcarea care ac+ion3nd asupra rulmentului la tura+ia

echivalentă nech are acelasi efect asupra lui ca -i e"ploatarea #n re&im sta+ionar.

aloarea sarcini medii echivalente se calculează cu rela+ia:

m>(K1 X1 1 p L K X

pL...LKn Xn n p)19p (.10)

Ynde:

Ki G este raportul dintre timpul hi de func+ionare al rulmentului #n treapta de ordinul I -i timpul totalde func+ionare !h :

K1>h19!h <K>h9!h <K$>h$9!h (.11)

stfel #ncat : ∑i=1

n

α i=1

Xi G este raportul #ntre tura+ia n corespunzătoare unui anumit re&im -i tura+ia echivalentă nech:

X1>n1 9nech < X>n 9nech < X$>n$ 9nech <... Xn>nn 9nech (.1)

Ynde:

i G este sarcina echivalentă corespunzătoare unei anumite trepte a cutiei de viteze.

30



%uratia echivalentă nech se calculează cu rela+ia .1$.

nech>med Aisv med Aio9r r (.1$)

Ynde:

med G este viteza medie de deplasare a automobilului (med>$/ 8m9h pentru autocare)<

io G este raportul de transmitere al transmisiei principale<r r G este raza de rulare a ro+ilor motoare<

icv med Geste raportul de transmitere mediu al schimbătorului de viteze.

aportul de transmitere mediu al schimbătorului de viteze se determină cu rela+ia:

ic3med=α

1ic31+α 2 ic32+α 3ic33+..+α nic3n

α 1+α 2+α 3+..+α n (.1)

Ynde:

icvi sunt rapoartele de transmitere #n diferite trepte ale schimbătorului de viteze<Ki este timpul relativ de utilizare a fiecarei trepte e"primat #n procente din timpul total de

e"ploatare.

%abelul .$ ecomandări pentru ale&erea coeficien+ilor Ki #n D 67

,arcinile echivalente i pentru rulmen+ii radiali si radialiGa"iali se determină cu rela+ia:

i > 6 iL(iL,Ni)7f d (.1/)

Ynde:

i este sarcina radială corespunzătoare treptei de ordinul I a schimbătorului de viteze 6*7<

i este sarcina a"ială e"terioară care ac+ionează asupra rulmentului #n treapta de ordinul I 6*7<

este coeficientul de transformare a sarcinii locale #n sarcină circumferen+ială (coeficinet radial)<

este coeficientul de transformare a sarcinii a"iale #n sarcină radială<

este coeficientul de rota+ie (ia #n considerare influen+a rotirii inelului interior sau e"terior)<

31



,Neste rezultanta for+elor a"iale care iau na-tere #n rulmen+ii radialiGa"iali sub influen+a sarcinilor

radiale<

f d este coeficientul care ia #n considerare caracterul dinamic al sarcinii (#n cazul transimisei

automobilului f d >1..1/ pentru autoturisme -i f d >1..1@ pentru autocamioane).

Pentru lă&ăruirea schimbătoarelor de viteze se folosesc rulmen i radialiGa"iali cu bile.ț

Pentru arborele primar se vor ale&e rulmenti cu bile seria $0@ acestia fiind monta i in .ț

Pentru arborele secundar rulmen ii ale i sunt cu role pentru sprijinirea #n arborele primar ț ș

V/0"/@"0 cu role conice pentru preluarea fortelor a"iale: $$1

Partea II

Proiectarea pun5ii fa5ă

Capitolul *.

3tudiul solu ilor constructive posibile pentru puntea fa ăț ț

Hn &eneral pun+ile fa+ă pentru autocare sunt pun+i ri&ide cu suspensie dependentă -i sunt pun+i de

direc+ie deci au #n compunere două fuzete articulate prin pivo+ii lor de &rinda centrală pentru a permite

bracarea rotilor. Hn cazul puntilor din fata motoare sunt prezente mecanismele specifice transmiterii flu"ului de

putere arborii planetari sunt articula+i (o articulatie homocinetică #n zona pivotului cu centrul pe a"a

pivotului) iar fuzetele au a"ul tubular pentru a permite montarea arborilor planetari.

Puntea din fa+ă are rolul de a prelua -i transmite cadrului sau caroseriei for+ele -i momentele ce apar

din interac+iunea ro+ilor cu calea -i de a permite schimbarea direc+iei de deplasare a autovehiculelor. 5a

autovehiculele cu trac+iune inte&rală sau la cele or&anizate dupa solu+ia Ototul fa+ă puntea din fa+ă este -i

motoare realiz3nd trasmiterea flu"ului de putere al motorului de la transmisia lon&itudinală sau arborele

secundar al cutiei de viteze la ro+i.

Constructiv puntea din fa+ă motoare cuprinde : mecanismele transmiterii flu"ului de putere la ro+ile

motoare (transmisia principală deferen+ialul arborii planetari -i butucii rotilor) < mecanismul de &hidare

pentru preluarea -i transmiterea for+elor -i momentelor reactive #ntre ro+i -i cadru sau caroserie< fuzetele -i

pivo+ii prin care acestea se articulează de mecanismul de &hidare sau posibilitatea de oscila+ie #ntrGun plan

orizontal necesară schimbării direc+iei de mers.

Pentru puntea din fa+ă nemotoare construc+ia se simplifică prin eliminarea mecanismelor de

transmitere a flu"ului de putere al motorului.

32



!upă tipul mecanismului de &hidare determinat de caracterul suspensiei ro+ilor puntea din fa+ă poate

fi ri&idă ; cu oscila+ie dependetă a ro+ilor sau articulată ; cu oscilatie independentă a ro+ilor.

Puntea din fa+ă trebuie să satisfacă condi+iile : să asi&ure o cinematică corectă a ro+ilor #n timpul

oscila+iei caroseriei< să asi&ure o bună stabilitate ro+ilor #n timpul oscila+iei caroseriei< să asi&ure o buna

stabilitate ro+ilor de direc+ie< să asi&ure menevrarea usoară a automobilului -i o uzură c3t mai mică a pneurilor<să aibe o &reutate proprie mică pentru a se reduce &reutatea păr+ii nesuspendate a automobilului< să fie

suficient de rezistentă -i si&ur #n e"ploatare.67

Hn &eneral pun+ile fa+ă pentru autocare sunt pun+i ri&ide cu suspensie dependentă -i sunt pun+i de

direc+ie deci au #n compunere două fuzete articulate prin pivo+ii lor de &rinda centrală pentru a permite

bracarea rotilor. Hn cazul puntilor din fata motoare sunt prezente mecanismele specifice transmiterii flu"ului de

putere arborii planetari sunt articula+i (o articulatie homocinetică #n zona pivotului cu centrul pe a"a

pivotului) iar fuzetele au a"ul tubular pentru a permite montarea arborilor planetari.Puntea de directie ri&ida este compusa din &rinda pivoti si fuzete. In cazul puntilor de directie si

motoare pivotul este fractionat in doua (pivotul superior si pivotul inferior) iar sectiunile &rinzii si ale

arborilor fuzetelor sunt tubulare pentru a permite montarea arborilor planetari.

Puntea de directie asi&ură prin construc+ia sa valorile prescrise de proictant pentru un&hiul de #nclinare

lon&itudinală al pivotului (un&hiul de fu&ă) un&hiul de #nclinare transversală al pivotului -i un&hiul de cădere

al ro+ii iar dacă este cazul -i posibilităti de re&lare pentru aceste un&hiuri. !in această cauză o condi+ie

specifică impusă pun+ii de direc+ie este să asi&urare cinematica corectă -i o bună stabilitate a ro+ilor de

direc+ie pe fondul unei manevrări u-oare a autovehiculului -i unei uzuri reduse a pneurilor. Puntea trebuie

ri&uros corelată cu elementele suspensiei. E"ista #n acest sens incompatibilită+i precum: nu se poate folosi la o

punte ri&idă un arc bară de torsiune< nu se poate folosi la o punte frac+ionată cu mecanism patrulater

transversal un arc lamelar dispus lon&itudinal. Hn plus pe punte trebuie să e"iste elemente (supor+i &rinzi etc.)

care să permită montarea arcurilor a amortizoarelor a tampoanelor limitatoare de cursă -i a barelor

stabilizatoare.

Construc+ia pun+ii #ndeosibi #n zona fuzetei -i a butucului ro+ii este influen+ată -i de tipul

mecanismului de franare folosit respectiv mecanism cu disc -i plăcu+e sau mecanism cu tamburi -i sabo+i

interiori.

,uspensia automobilului se realizeaza #n esen+ă prin dispunerea #ntre corpul automobilului -i ro+i a

elementelor elastice (arcurile) -i a amortizoarelor. Wasele suprapuse suspensiei formeaza masa suspendată iar

cele montate sub suspensie formează masa nesuspendată. Pentru asi&urarea unui confort sporit este necesar ca

masa nesuspendata să fie c3t mai mică. Pun+ile frac+ionate au o masă nesuspendată mai mică dec3t pun+ile

ri&ide.

33



*.1 Pun5i ri4ide

Puntea din fa+ă ri&idă se caracterizează prin le&ătura ri&idă dintre ro+i prin intermediul &rinzii pun+ii.

Puntea din fa+ă ri&idă are #n compunere următoarele subansambluri principale:

* rinda pun+ii<* !oi pivo+i cilindrici unitari sau diviza+i(#n caul pun+ii motoare)<* !ouă fuzete<* 4utucii -i la&ărele ro+ilor<* Wecanismele de montare -i &hidare a pun+ii pe automobile.

Construc+ia pun+ii ri&ide din fa+ă este influen+ată de :

* %ipuldestina+ia -i or&anizarea &enerală a autovehiculului(#ndeseobi #n zona din fa+ă)<* Construc+ia suspensiei din fa+ă<* Construc+ia sistemului de direc+ie<* Construc+ia mecanismelor de fr3nare ale ro+ilor fa+ă.

Prin construc+ia sa puntea din fa+ă trebuie să asi&ure valorile impuse pentru trei din cele patru un&hiuri

de a-ezare ale ro+ilor -i ale pivo+ilor (un&hiul de cădere al ro+ii un&hiul de #nclinare transversal al pivotului

un&hiul de #nclinare lon&itudinală a pivotului) iar cel deGal patrulea (un&hiul de conver&en+ă) se realizează -i

se re&lează prin intermediul trapezului de direc+ie.627

'i&ura 1.1. Punte fa+ă de autobuz ri&idă nemotoare directoare 67

.1. Pun5i articulate

34



Pun+ile articulate sau pun+ile cu oscila+ie independentă a ro+ilor sau pun+ile cu suspensie independentă

sunt pun+i la care deplasarea unei ro+i la trecerea peste un obstacol nu impune -i deplasarea celeilalte ro+i

(ro+ile se pot deplasa independent) deoarece lipse-te le&ătura ri&idă dintre roata din stan&a -i din dreapta. ,unt

diverse sisteme de montare -i de &hidare ale ro+ilor pe -asiu sau pe caroseria autoportantă cele mai răspindite

fiind pun+ile cu mecanism patrulater transversal cu bra+e nee&alerticulatiile puntilor fractionate sunt mai numeroase (numarul articulatiilor constitue un criteriu de

apreciere al si&urantei in functionare si al fiabilitatii constructive) si au constructii mai complicate.

'i&ura 1.. Punte fa+ă de autobuz articulată nemotoare directoare 67

Capitolul +.

6eterminarea solicitărilor i a for elor ce ac ionează asupra pun ii fa ăș ț ț ț ț

,e vor calcula următoarele componente ale punții fa ă ri&ide folosite pentru autocar ț : &rinda pun ii dinț

fa ă calculul fuzetei i calculul pivotului fuzetei. Pentru determinarea dimensionalț ș ă a pun ii fa ă e"istăț ț treicazuri:Gre&imul fr3nării autocarului<

35



Gre&imul derapării autocarului<Gre&imul trecerii peste obstacole a autocarului.

+.1 :rinda pun5ii

rinda pun+iie nemotoare ri&idă din este e"ecutată prin forjare din o el.ț ,ec iunea transversală este unț

profil I cu muchiile rotunjite. ceastă sec iune este prezentată #n fi&ura .1 dimensiunea de bază fiindț

&rosimea inimii profilului a.

'i&ura .1 ,ec iunea transversală #n I a &rinzii forjateț

Wodulele de rezisten ă ale acestei sec iuni lu3nd ca dimensiune de bază &rosimea inimii profiluluiț ț

sunt:

$0 aW v ⋅=

si

$/)/ aW h ⋅=

(.1)

Pentru re4imul fr;nării<

eac iunile normale sunt:ț

1 f

fd fs

mGa Z Z

⋅==

(.)

eac iunile tan&en iale se determină la limita de aderen ă:ț ț ț

ϕ ⋅== fs fd fs Z X X

(.$)

E"presiile solicitărilor sunt:

l Z M fsv ⋅=

l Z M fsh ⋅⋅= ϕ

r fst r Z M ⋅⋅= ϕ

(.)Pentru ca puntea să reziste #n re&im de fr3nare trebuie ca tensiunile din materialul din care este făcutăsă fie sub cea limită.

36



Waterialul pentru fabricarea pun ii este 5C/ cu `ț adm>/00 WPa.

Pentru re4imul derapării<

!atorita for ei laterale reac iunile diferă pentru partea st3n&ă i dreaptă:ț ț ș

= pentru roata din st3n&a:

⋅⋅+⋅=

1

1 E

hG Z g a

Rsϕ

⋅⋅+⋅⋅=

1

1 1 E

hGY g

Rsϕ ϕ

(./)

= pentru roata din dreapta:

⋅⋅−⋅=

1

1

E

hG Z

g a Rd

ϕ

⋅⋅−⋅

⋅=

1

1

1 E

hGY

g

Rd

ϕ ϕ

(.)Pentru re4imul trecerii peste obstacole<

e&imul trecerii peste obstacole este caracteristic deplasării pe drumuri cu denivelări iar asupra pun ii ac ionează sarcini dinamice verticale importante. Wărimea acestor sarcini se apreciază prinț ț

coeficientul dinamic 8 d care are valorile de / pentru autocamioane si autoturisme de teren si 12/ pentruautoturisme si autobuze.

a

d Rd Rs

Gk Z Z ⋅==

G pentru puntea fa ăț

+.%.uzeta

Wodelul de calcul pentru fuzetă este prezentat in fi&ura ..

'i&ura . Wodelul de calcul pentru fuzetă

37



,ec iunea periculoasă pentru fuzetă este sec iunea IIIGIII de #ncastrare a a"ului ro ii #n corpul fuzeteiț ț ț

(fi&...a).

>e4imul fr;nării<

$ 1 ϕ +⋅⋅= l Z M fsi

(.2)>e4imul derapării<

Consider3nd deraparea spre dreapta cele doua fuzete vor fi solicitate la #ncovoiere de momentele:

G pentru fuzeta din stan&ar Rs Rsis r Y l Z M ⋅−⋅=

$

(.@)

G pentru fuzeta din dreaptar Rd Rd id r Y l Z M ⋅+⋅= $

(.?)

In regiml tre!erii peste "#sta!"le momentul incovoietor este:

$l G M ai ⋅= (.10)

'uzeta se e"ecută prin forjare #n matri ă din o eluri aliate de #mbunătă ire.ț ț ț

Hn tabelul .1 sunt date distan ele recomandate intre rulmen ii cu role conice ai butucului ro ii inț ț ț

func ie de sarcina verticală ce revine ro ii.ț ț

%abelul .1.!istan ele recomandate #ntre cei doi rulmen i ai ro ii din fa ă #n func ie de #ncărcarea ro iiț ț ț ț ț ț 67

38



+.& Pivotul

'i&ura .$ ,chema de calcul al pivotului fuzetei

Pentru pivot este necesar să se determine reac iunile din bra ele fuzetei reac iuni care ac ioneaza laț ț ț ț

mijlocul acestora consider3nd pivotul #ncastrat #n pumnul &rinzii. ,e consideră că levierul trapezului dedirec ie este montat pe bra ul inferior iar capul de bară se &ăse te la distan a lț ț ș ț de a"a ro ii. rosimeaț

bra elor se consideră e&ală i are valoarea lț ș b.

l1>00 mm<

l>110 mm<

a>110 mm<

b>100 mm<

,>1/0 mm.

>e4imul fr;nării<

eactiunea verticală este echilibrată #n bra ele fuzetei de for ele:ț ț

#a

l Z $

fs

M% +⋅

= 1

(.10)

Womentul de fr3nare este echilibrat #n bra ele fuzetei #n plan lon&itudinal de for ele:ț ț

#a

r Z $

d fs

Mf +⋅⋅

= ϕ

(.11)

eac iunea tan&en ială redusă #n a"a ro ii &enerează #n bra ele fuzetei for ele:ț ț ț ț ț

39



#a

a X $

f

fs +⋅

= 1

si#a

# X $

f

fi +⋅

= 1

(.1)

eac iunea tan&entială redusă #n a"a ro ii ac ionează la distan a lț ț ț ț 1 de a"a pivotului i &enerează #nș

bara transversală de direc ie for a:ț ț

&

l X N

f 11 ⋅

=

(.1$)

'or a * redusă #n a"a ro ii #n plan transversal &enerează #n bratele fuzetei cuplul de for e:ț ț ț

#a

l N $ MN +

⋅=

(.1)

i for ele:ș ț

#a

a N $ Ns +

⋅=

si#a

# N $ Ni +

⋅=

(.1/)

'or ele care ac ionează #n bra ele fuzetei sunt:ț ț ț

( ) ( )

fi Mf Ni MN M% i $$$$$$ ++++= (.1)

( ) ( )

fs Mf Ns MN M% s $$$$$$ −+−+= (.@)

>e4imul derapării<

eac unea verticală &enerează #n bra ele fuzetei cuplul de for e:ț ț ț

#a

l Z $ Rs

M%

+

⋅= 1g

(.12)

eac iunea transversală redusă #n a"a ro ii &enerează #n bra ele fuzetei cuplul de for e:ț ț ț ț

#a

r Y $ d Rs

M' +⋅

=

(.1@)

i for ele:ș ț

#a

aY $ Rs Ms +

⋅=

si#a

#Y $ Rs Mi +

⋅=

(.1?)

40



'or ele care ac ionează #n bra ele fuzetei sunt:ț ț ț

#a

#Y r Y l Z $ Rsd Rs Rs

i +⋅−⋅−⋅

= 1

(.0)

#aaY r Y l Z $ Rsd Rsrs

s + ⋅+⋅−⋅= 1

(.1)

>e4imul trecerii peste obstacole <

Hn acest re&im asupra pun ii ac ionează numai reac iunea verticală ț ț ț s>d echilibrată #n bra eleț

fuzetei de cuplul de for e:ț

#a

l

Z k $$ Rsd si +⋅⋅==1

(.)

Cunosc3nd for ele care ac ionează #n bra ele fuzetei se dimensionează sau se verifică pivotul laț ț ț

#ncovoiere la forfecare i la strivire. !acă este cazul se dimensionează sau se verifică i bra ele fuzetei #nș ș ț

zona #ncastrării cu corpul acesteia.

Pivotul se e"ecută din o eluri aliate de cementare sau de #mbunătă ire.ț ț

Capitolul ,.

6imensionarea pun ii verificț ;nd calculele de rezisten ăț

,.1 6imensionarea 4rinzii

>e4imul fr;nării

,e le&e valoarea mf1>1 pentru autocarul ce se va proiecta67

1 f

fd fs

mGa Z Z

⋅==

>

24000 ∙1 76

2>1?00 da* (.$)

,e ale&e valoarea pentru coeficientul de aderen ăț

ϕ >0267

,e ale&e l>00 mm

r r >? mm(conform datelor din proiectul utomobile I)Wv>1?00A 000>$@0 da*m< (.)

41



Wh>1?00A 000A02>@@ da*m< (./)

Wt>1?00A02A0?>$0$.$ da*m. (.)

àdm>W9T

W >(WvLWhLWt)0/>11$.2/ da*m.

àdmv>Wv9Tv>$@09(0Ba$)>/00 Wpa

ezultă a>$.@ mm<

àdmh>Wh9Th>Wh9(//Ba$)>/00Wpa

ezultă a>2./ mm.

>e4imul derapării<

Hn cazul re&imului derapării presupunem că roata st3n&a este #n e"teriorul virajului i aceasta seș

#ncarcă. tunci:

( ) @@0012)01

000=⋅⋅+⋅= Rs Z

da* (.2)

E"presiile solicitărior vor fi:

Wv>@@00A 000>/20 da*m<

Wh>@@00A 000A02>0$ da*m<Wt>@@00A02A0?>?//.0 da*m.

àdmv>Wv9Tv

/209(0Ba$)>/00 rezultă a>2. mm<

àdmh>Wh9Th

0$9(//Ba$)>/00 rezultă a>/1?/ mm.

>e4imul trecerii peste obstacole<

rs>1.2/A 24000 9>1000 da*<

Wv>1000 A 000>00 da*m<

Wh>1000 A 000A02>?0 da*m<

Wt>1000 B02B0$>/0/.@ da*m.

àdmv>Wv9Tv

00 9(0Ba$)>/00 WPa rezultă a>2@./ mm<

42



àdmh>Wh9Th

?0 9(0Ba$)>/00 WPa rezulta a>?2.1 mm.

3e ale4e a?110 mm.

,e prezintă #n 'i&ura .$ parametrii dimensionali pentru un autocar marca ,E%

'i&ura .$ Parametrii dimensionali autocar ,E%

>100 mm

4>@0 mm

C>/$0 mm

!>/0 mm

E>2/ mm

'>100 mm

,.% 6imensionarea fuzetei

>e4imul fr;nării<

$ 1 ϕ +⋅⋅= l Z M fsi

(.@)

W i>1?00A01/0A10>$/1/.$@ da*m<Ynde l$>1/0 mm 67

àdm>Wi9T p>$/1$.$@9(Ad$9$)>$/00 da*9cm

ezultă dfuzeta>2.@? mm

>e4imul derapării<

$ 1 ϕ +⋅⋅= l Z M fsi

>1?00A01/0A1$/>$@0@. da*m< (.?)

àdm>Wi9T p>1?009(Bd$9$) (.$0)

43



ezultă dfuzeta>2.1 mm.

>e4imul trecerii peste obstacole<

$l Ga M i ⋅=

(.$1)

Wi>000A01/0>$00 da*m< (.$)

àdm>Wi9T p>$009(Bd$9$) (.$$)

ezulta dfuzeta>111.22mm.

'i&ura . 'uzetă autocar

>$/ mm

C>100 mm!>20 mm

E>$ mm

'>1@0 mm

44



@iblio4rafie

1.urel P. ,toicescu (r"ie!tarea perf"rman el"r de tra! ine i de !"nsm ale at"m"#ilel"r ț ț ș Editura

%ehnică 4ucure ti 002ș

.Wircea prean N"ti e de !rs) *ransmisii pentr at"m"#ileț 01$ ; 01$..P. ,toicescu +inami!a at"vehi!li) v"lml , 4ucure ti 1?@1ș

.h. 'ră+ilă -al!ll .i !"nstr!/ia at"m"#ilel"r Editura didactică -i peda&o&ică 4ucure-ti 1?22

/. I.!. 'ilipoiu (r"ie!tarea transmisiil"r me!ani!e Editura 4ren 00

.%. Ciobotaru &isteme de frnare) dire!/ie .i sspensie) N"ti/e de !rs an universitar 01G01/

2.. Wateescu k. oloacă &isteme de frnare) dire!/ie .i sspensii) (n/i .i &spensii) 1!r2ri

pra!ti!e) 3ndrmar Editura Politehnica Press 4ucure-ti 01

Documents

Proiect Anca Auto 2