proiect ccar 1

CALCULUL SI CONSTRUCTIA

AUTOVEHICULELOR RUTIERE

STUDENT: Profesor indrumator:

Tema proiectului

1

Pentru autovehiculul Bmw e46 – 1.9, benzina, sa se proiecteze urmatoarele piese componente:

a) Ambreajul. Mecanismul de actionare. b) Cutia de viteze.

Etapele de calcul:1. Trasarea caracteristicii externe;2. Dimensionarea ambreiajului şi a mecanismului de acţionare ;3. Calculul arcului cu diafragmă;4. Calculul arborelui ambreiajului;5. Calculul cutiei de viteze mecanice;

Date initiale :

G0= 1280 KgVmax= 170 km/hPmax= 77 Kw la 5300 rot/minMmax= 165 N*m la 2500 rot/minNp= 5 persoaneDiam. Janta 15Balonaj 195 0.195 mC inaltime 65 0.65 mLungime= 4410 mm 4.41 mLatime 1740 mm 1.74 mInaltime= 1420 mm 1.42 m

Etapa nr. 1

Trasarea caracteristicii externe

1.Trasarea caracteristicii externe. (caracteristica de turatie la sarcina totala).

Pentru calculul organelor de transmisie este necesara trasarea acestei caracteristici la scara. Caracteristica va rezulta in urma calculelor din aceasta etapa.

a) Trasarea curbei de putere.Pentru trasarea curbei de putere se calculeaza puterea la viteza maxina Pv max si puterea maxina dezvoltata de motor P max.

-Pvmax= puterea la viteză maximă;

2

-Pmax= puterea maximă dezvoltată de motor.

Pvmax=Ga · f ·V max+

K · A ·V max3

13370· ηt

[kw ]

-Ga=masamaximă autorizat ă=1755[Kg ]-f=coeficient derezisten ţălarulare=¿0.0302

v=47.22 [m / s] f=1.65 ·10−2· [1+6.9/(10−3 · (170−50 ))]=0.0302

-k=coeficient aerodinamic [daN · s2 ·m−4 ] k=0.02÷0.035⇒ k=0.02

-A=aria sec ţ iunii transversale [m2] A=H · l ·C e; unde : - H=î n ăl ţ imeaautove h icolului;

- l=l ăţ imea autoveh icolului ; -C c=0.95 A=1.420∙1.710 ∙0.95=2.347 [m¿¿2]¿-ηt=randamentul transmisiei (0.88÷0.92 )⇒ηt=0.92-V max=¿170km /h¿=47.22[m /s ]

-α❑max¿19 °

¿¿

Pvmax=1755 ∙0.0302∙47.22+ 0.02 ∙2.347 ∙47.223

13370 ·0.92

=79.20[CP ]

Puterea dezvoltata de motor se calculeaza pornind de la puterea la viteza maxima:

Pmax=Pvmax

f ·( nvmaxnp )f ·( nvmaxnp )=α 1·

nvmaxnp

+α2 ·¿

undeα 1 , α2 , α3 sunt coeficien ţ i ce depind deC e (coeficient de elasticitate)

C e=nMnp

=25005300

=0.472

α 1=3−4 ·C e

2·(1−C e)=1.05

α 2=2 ·C e

2·(1−C e)=0.89

3

α 3=−1

2· (1−α3 )=−0.95

nvmaxnp

={1.05÷1.25M . A .S0.9÷1M . A .C

⇒nvmaxnp

=1.1

α 1+α2+α3=1

f ·( nvmaxnp )=1.05 ·1.1+0.89·¿

Pmax=771.1

=80.85[CP]

Din datele initiale se adopta turatia la putere maxima np apoi se calculeaza nv max, respectand plajele uzuale din valori:

nmax={(1.05÷1.25)· npM . A .S(0.9÷1)· npM . A .C

⇒ nvmax=1.1 ·5300=5830[rot /min ]

In acest punct se verifica daca raportul Kn=nmaxV max

unde nmax[rot /min]si V max [km /h].

Kn=nmaxV max

=5830170

=34.29

Calculul puterii efective, descris in cele din urma se poate face tabelat, pentru valori ale turatiei cuprinse intre nminstabil– turatia minima stabila si nmax, cu pasul de 100 rpm. La obtinerea valorii de maxim a puterii efectivePe=Pmax - pentru n = nppasul se poate micsora, inainte si dupa npla 50 rpm, pentru o buna evidentiere a zonei de maxim. Astfel, se stabileste turatia minima stabila:

nminstabil=nmin+(100÷200 )[rot /min]=795+105=900[rot /min ]nmin=0.2 · np=0.15·5300=795 [rot /min]

Pe(n)–puterea efectiva la turatia n este data de relatia

Pe=Pvmax ·¿

unden=nminstabil, nminstabil+100, nminstabil+200...,nmax

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

M e(n)=9.55·103 ·Pene

[N ·m ]

-Peeste în [KW];-neste în [rpm];

c) Curba de consum specific:

4

ce(n)=cmin ·Mmax

M e(n)

[g /KW ·h]

cmin=300

d) Curba de consum orar:

ch=ce ·Pe(n)103

n Pe Me Ch Ce[rot/min] [Kw] [N*m] [Kg/h] [g/Kgh]900 16.17 171.6 4.66 288.471000 18.13 173.12 5.18 285.931100 20.1 174.54 5.7 283.61200 22.1 175.87 6.22 281.461300 24.11 177.09 6.74 279.511400 26.13 178.22 7.26 277.741500 28.15 179.25 7.77 276.151600 30.19 180.19 8.29 274.721700 32.22 181.02 8.81 273.451800 34.26 181.76 9.33 272.341900 36.29 182.39 9.85 271.392000 38.31 182.93 10.37 270.592100 40.32 183.38 10.88 269.942200 42.32 183.72 11.4 269.432300 44.31 183.96 11.92 269.072400 46.27 184.11 12.44 268.862500 48.21 184.16 12.96 268.792600 50.12 184.11 13.48 268.862700 52.01 183.96 13.99 269.072800 53.87 183.72 14.51 269.432900 55.68 183.38 15.03 269.943000 57.47 182.93 15.55 270.593100 59.21 182.39 16.07 271.393200 60.9 181.76 16.59 272.343300 62.55 181.02 17.1 273.453400 64.15 180.19 17.62 274.723500 65.69 179.25 18.14 276.153600 67.18 178.22 18.66 277.743700 68.61 177.09 19.18 279.513800 69.98 175.87 19.7 281.463900 71.28 174.54 20.21 283.64000 72.51 173.12 20.73 285.934100 73.67 171.6 21.25 288.47

5

4200 74.75 169.98 21.77 291.224300 75.76 168.26 22.29 294.194400 76.69 166.44 22.81 297.44500 77.53 164.53 23.32 300.864600 78.28 162.52 23.84 304.594700 78.94 160.4 24.36 308.594800 79.51 158.2 24.88 312.94900 79.98 155.89 25.4 317.535000 80.36 153.48 25.92 322.515100 80.63 150.98 26.43 327.865200 80.79 148.38 26.95 333.65300 80.85 145.68 27.47 339.79

Diagrama.

2.Determinarea raportului transmisiei principale i0Transmisia principală are rolul de a multiplica momentul motor primit de la transmisia longitudinală şi de a-l transmite, cu ajutorul diferenţialului, arborilor planetari.

Se face din conditia de viteza maxima a autovehiculului in treapa de viteza cu raport unitar (icv 1).

i0=π ·nvmax · rr30 ·V max

-V max [m /s]

6

-nvmax [rot /min]-rr−raza derulare [m ]

rr=d2+H

d=15∙25,4 ∙10−3=0.38

H=0.65∙195 ∙10−3=0.13

rr=d2+H=0.38

2+0.13=0.320 [m ]

i0=π ·5830 ·0.320

30 ·47.22=4.1

3.Etajarea cutiei de viteză

Raportul de transmitere in trepta 1 se determina din conditia de panta maxima impusa, pant ape care autovehiculultrebuiesa o urce in aceeasitreapta de viteza, cu motorulfunctionandpecaracteristica de turatie la sarcinatotala, la turatie de cuplu maxim, nM. Forta la roata sau forta de tractiune necesara in acest caz este:

F r'=F tmax=Ga ·¿

-Ga=greutatea autove h icolului=17216.55N

-αmax=19∘

-f=coeficient derezisten ţălarulare=1.65·1 0−2 · [1+6.5 ·1 0−3 · ( v−50 ) ]=0.015

F r'=F tmax=17216.55 · (0.015 ·cos19∘+sin 19∘)=5846.62[N ]

Rapoartele de transmitere ale schimbatorului de viteze sunt in progresie geometrica, cu o ratie

g=n2n1

( ratie de etajare). Ratia progresiei geometrice si numarul de trepte de viteza sunt alese

astfel incat sa fie indeplinita conditia V max treaptainferioară

=V min treaptasuperioară

.

Cele doua turatii n1 si n2 sunt turatii intre care motorul functioneaza stabil si trebuie sa indeplineasca conditia nM ≤n1<n2≤nVmax. Pentru treapta k de viteza avem ick=icvI /q

(K−1). Considerand „k” treapta maxima de viteze ca fiind treapta cu raport unitar (fara treapta de

supraviteza) vom avea icvk=1⇒qK−1=icvI⇒K=1+ln · icvIln · q

,

unde „k” va fi numărul treptei de viteză maximă (3,4,5...).

7

icvI=F tmax · rrMmax · i0 · ηt

= 5846.62 ·0.32184.16 ·4.1 ·0.92

=2.67

Pentru calculul efectiv se procedeaza mai intai la stabilirea unei ratii de etajare initiala „g” considerand pentru inceput

q ∙=nVmaxnM

=58302500

=2.33

de unde rezulta numarul minim al treptelor de viteza va fi

Kmin≥1+ln ·icvIln · q∙

≥2.16⇒Kmin=3

K=K min+1=4

. Se rotunjeste Kmin la valoarea imediat superioara si obtinem numarul treptelor de viteza, k.

Kmin≥1+ln ·icvIln · q∙

+1

Cu aceasta noua valoare „k” se calculeaza apoi ratia de etajare a cutiei de viteze

q=K−1√icvI=4−1√2.67=1.39

- ratia care sa utilizeaza in calculul celorlalte trepte de viteza. Daca se doreste adaptarea unei trepte de supraviteza se stabileste raportul acesteia

iCV K+1=0.7÷0.8

icvII=icvIq

=2.671.39

=1.92

icvIII=icvIq2 = 2.67

1.392 =1.39

icvIV=icvIq3 = 2.67

1.393 =1

8

Etapa nr. 2Proiectarea Ampreiajului

În calculul ambreiajului se va ţine cont de valorile obţinute în etapa anterioară, valori ce urmăresc stabilirea dimensiunilor elementelor principale ale acestuia.

Pmax=80.85 [Kw]Mpax=184.2 [N*m]Np=5300 [Rot/min]Nm=2500 [Rot/min]

Ambreiajul are rolul de a decupla motorul de transmisia autovehicolului, precum şi de a asigura cuplarea progresivă a motorului cu transmisia. În transmisia automobilului ambreiajul se foloseşte atât ca un mecanism independent, intercalat între motor şi schimbătorul de viteze, cât şi ca un organ al mecanismului de acţionare a schimbătoarelor de viteze planetare. Decuplarea motorului de transmisie este necesară:

la pornirea din loc a automobilului; în timpul mersului automobilului la schimbarea treptelor schimbătorului de viteze; la frânarea automobilului (pentru viteze mai mici decât cele corespunzătoare mersului în gol a

motorului); la oprirea automobilului cu motorul în funcţiune; la pornirea motorului pe timp de iarnă.

Cuplarea progresivă a motorului cu transmisia este necesară în cazurile: la pornirea din loc a automobilului; după schimbarea treptelor schimbătorului de viteze.

Ambreiajul are şi rol de element de siguranţă, protejând transmisia la apariţia unor suprasarcini; astfel, atunci când încărcarea transmisiei depăşeşte momentul static de frecare al ambreiajului, acesta patinează.Ambreiajul trebuie să răspundă unor cerinţe specifice şi generale cum ar fi:

Condiţii impuse la cuplare: cuplarea progresivă, evitându-se şocurile asupra pasagerilor şi în organele transmisiei; evacuarea eficientă a căldurii generate în faza de patinare a ambreiajului (creşterea temperaturii

garniturilor de fricţiune conduce la scăderea coeficientului de frecare, ceea ce poate produce patinarea ambreiajului chiar şi atunci când acesta este complet cuplat);

în stare cuplată, ambreiajul trebuie să asigure transmiterea mişcării de la motor către transmisie chiar şi atunci când garniturile de fricţiune sunt uzate.

9

Cuplarea ambreiajului trebuie să se facă progresiv pentru ca să nu apară acceleraţii excesiv de mari la demararea automobilului, care au o influenţă asupra pasagerilor şi încărcăturii.Acceleraţia maximă admisibilă la demararea automobilului, care nu provoacă senzaţii neplăcute pasagerilor, nu trebuie să depăşească 3 ... 4 m/s2. De menţionat că automobilele echipate cu motoare cu rezervă mare de putere permit obţinerea unor acceleraţii cu mult mai mari.La deplasarea pe un drum asfaltat, având coeficientul de aderenţă p=0,7 . .. 0,8, acceleraţiile maxime care se pot obţine la un automobil cu tracţiune integrală sunt de 7 ... 8 m/s2. Rezultă deci, necesitatea cuplării progresive a ambreiajului pentru a limita acceleraţiile la demararea automobilului.În timpul patinării ambreiajului, care are loc în special în momentul pornirii din loc şi în mai mică măsură la schimbarea treptelor în timpul mersului, lucrul mecanic de frecare se transformă în căldură.Pentru funcţionarea ambreiajului în condiţii normale, căldura care se degajă trebuie să fie eliminată, în caz contrar temperatura garniturilor de frecare creşte, iar coeficientul de frecare va scădea. În felul acesta, ambreiajul va patina şi în timpul mersului automobilului, nu numai în timpul pornirii din loc sau la schimbarea treptelor. Datorită acestui fapt piesele componente ale ambreiajului se încălzesc peste limita admisibilă, iar garniturile de frecare se degradează şi discul de presiune se poate deforma, iar în unele cazuri chiar fisura.Ambreiajul trebuie să fie capabil să transmită momentul motor maxim chiar şi în cazul în care garniturile de frecare sunt uzate şi arcurile de presiune îşi reduc forţa de apărare. Pentru îndeplinirea acestei cerinţe momentul de calcul al ambreiajului se adoptă mai mare decât momentul maxim al motorului .

Condiţii impuse la decuplare: decuplarea completă şi rapidă a motorului de transmisie- astfel se asigură schimbarea

uşoară a treptei de viteză, reducându-se uzurile danturilor pinioanelor, precum şi cele ale garniturilor de fricţiune;

efort relativ mic din partea conducătorului prin acţionarea pedalei, la o cursă nu prea mare a acesteia.

Dacă decuplarea ambreiajului nu este completă, schimbarea treptelor se face cu zgomot, deoarece roţile dinţate ale schimbătorului de viteze se află sub sarcină parţială. Acest lucru conduce la uzura părţilor frontale ale dinţilor pinioanelor sau cuplajelor.De asemenea dacă decuplarea ambreiajului nu este completă, iar schimbătorul de viteze se găseşte într-o treaptă oarecare, atunci în timp ce motorul funcţionează, ambreiajul patinează, iar părţile sale componente se încălzesc şi garniturile de frecare se uzează.Uşurinţa decuplării ambreiajului este asigurată în primul rînd prin alegerea corectă a raportului de transmitere al mecanismului de acţionare.

Condiţii generele impuse ambreiajuluiÎn afară de condiţiile impuse ambreiaului la decuplare şi cuplare, acesta trebuie să mai

îndeplinească următoarele : să aibă durata de serviciu şi rezistenţa la uzură cât mai mare; să aibă o greutate proprie cât mai redusă; să ofere siguranţă în funcţionare; să aibă o construcţie simplă şi ieftină; parametrii de bază să varieze cât mai puţin în timpul exploatării; să aibă dimensiuni reduse, dar să fie capabil să transmită un moment cât mai mare; să fie echilibrat dinamic; să fie uşor de întreţinut.

10

Durata de funcţionare a ambreiajului depinde de numărul cuplărilor şi decuplărilor, deoarece garniturile de frecare se uzează mai ales la patinarea ambreiajului. La fiecare cuplare lucrul mecanic de frecare la patinare se transformă în căldură datorită căreia temperatura de lucru a garniturilor de frecare creşte. Experimental s-a constatat că la creşterea temperaturii de la 20°C la 100°C, uzura garniturilor de frecare se măreşte aproximativ de două ori.Utilizarea frecventă a ambreiajului are loc la exploatarea automobilului în condiţii de oraş. Astfel, pentru parcurgerea a 100 km ambreiajul se decuplează şi cuplează de 500 . . . 650 ori.

1.Determinarea momentului de calcul Mc.

Momentul de calcul al ambreiajului trebuie să fie mai mare decât momentul maxim al motorului termic; se asigură astfel funcţionarea corectă a ambreiajului şi transmiterea cuplului maxim al motorului chiar şi după uzarea garniturilor de fricţiune. Ca urmare, momentul de calcul al ambreiajului va fi:

11

M c=β · Mmax

unde β este coeficientul de siguranţă.

Tipul autovehiculului β

Autoturisme 1,3÷1,75Autocamioane, autobuze 1,6÷2,0Autocamioane cu remorcă 2,0÷3,0Tractoare agricole, destinate unor lucrări grele

2,0÷2,5

Tractoare pentru operaţiuni de transport

1,5÷2,0

În timpul exploatării automobilului, coeficientul de siguranţă β se micşorează datorită uzurii garniturilor de frecare. Pentru a evita patinarea ambreiajuluiβ≥1

β=1.3

M c=1.3 ∙184.2=239.4 N*m

2.Determinarea momentului de frecare a amreiajului.

Forta normal elementarape elemental de ariedAeste:

dF=μ ·dF=μ · p · r ∙dr · dφForta de frecareelementara :

dM f=rd F f μ=μ· p ·r2· dr ·dφ

unde: - μ=0.4

- p = presiunea dintre suprafetele elementare

12

Suprafeţele de fricţiune Tipul ambreiajului

Uscat În ulei

μ p[MPa] μ p[MPa]

Oţel pe oţel sau fonta 0.15÷0.2 0.2÷0.4 0.05÷0.1 0.6÷0.1

Oţel pe azbobace lita 0.4÷0.45 0.1÷0.3 0.08÷0.15 0.2÷0.5

Oţel pe materiale metaloceramice

0.4÷0.55 0.4÷0.6 0.09÷0.12 1.2÷2.0

M f=μ · p ·∫0

2 π

· ∫Di /2

D e/2

r2 · dr · dφ=2π3· μ · p·¿

Unde: -De este diametrul exterior al garniturii de fricţiune

-Di este diametrul interior al garniturii de fricţiune

Presiunea:

p= FA f

unde: -F este forta de apasare asupra discului de ambreiaj, considerand uniform distributia, pe suprafata de frecare A f .

Înlocuind:

p= F4π· (De

2 · Di2 )

M f=13· μ · F ·

De3−D i

3

De2−D i

2=23· μ ·F ·

Re3−Ri

3

Re2−Ri

2

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

13

M f=μ ·F · i ·23·Re

3−R i3

Re2−R i

2

23·Re

3−Ri3

Re2−Ri

2 =μ· F · i ∙ Rm

unde: -Rm- razamedie

-i= 2·nd=2

-nd= 1 – pentru ambreiaj monodisc

3.Determinarea dimensiunilor garniturilor de frecare.

Suprafata garniturilor de frecare se calculeaza cu relatia:

A=λ ·Mmax [cm2]

Tipul autovehicolului Tipul ambreiajului λ [cm2/daN ·m ]

Autoturism Monodisc 25÷30

Autocamion, autobuz Monodisc 35÷40

Bidisc 40÷45

unde: -λ este coeficientul care depinde de tipul automobilului si tipul ambreiajului

λ=25÷30

λ=25[cm2/daN ·m ]

A=25 ·18.42 ·10−5=460.5[cm2]

c=RiRe⇒ c=0.53÷0.75⇒ c=0.6

Re=√ λ ·Mmax

π ·(1−c2) ·i=√ 25·18.42

π ·(1−0.62) ·2=10.7 [cm ]

De=Re ∙2=10.7 ∙2=21.406 [cm ]

14

Dimensiuni recomandate pentru garniturile de frictiune [mm]

De 150 160 180 200 225 250 280 310 350

Di 100 110 125 130 150 155 165 175 195

g* 3 3 3.5 3.5 3.5 3.5 3.5 4 4

Din tabelul de maisus se alegvalorilestandardizate:

DeStas=280 [mm ]DiStas=165 [mm ]

ReStas=140 [mm ]RiStas=82.5[mm]

Se recalculează astfelAad:

Aad=π · (Re2−Ri2 ) ·i=π · (142−8.252 ) ·2=803.86[cm2]

Raza medie va fi:

Rm=23·Re

3−R i3

Re2−R i

2=0.666 ·(143−8.253

142−8.252 )=11.37 [cm ]

4.Determinarea forţei de apăsare necesară.

15

Din conditiaM f=M c⇒ μ · F ·i ·Rm=β · Mmax⇒F=β · Mmax

μ ·i ·Rm

β=1.3 coeficient de siguranta

F= 1.3 ·184.20.4 ·2·0.1137

=2931.07 [N ]

5.Determinarea presiunii specifice dintre suprafeţele de frecare.

p= F

A'≤ pa=0.15÷0.35 [MPa ]

unde: - pa presiunea admisa pentru garnituri de azbest

A'= π4·¿

p= 2931.0740192.75

=0.07≤ pa

6.Verificarea la uzură.

Pentruapreciereauzurii se calculeazalucrul mechanic specific de frecare.

Ls=L

2 · nd · A'[daN ·m /cm2]

unde: - A'=¿ suprafata unei garniture de frecare

-nd=¿numarul de discuri

- L = lucru mecanic de frecare la patinarea ambreiajului

L se calculeaza aproximativ prin doua metode:

a)

Laprox=π ·n · rr

2

30· icvI2 · i0

2 ·(G a

g·2 · π · n7200

+Ga

2 ·ψK

+23·G a·ψ ·√ 2

K·Ga

g·π ·n30 )

unde: - K=50¿ coeficient care arata gradul de crestere a momentului de frecare in timpul cuplarii- Ga = 1721.68daN - greutatea automobilului

16

- n = 1500 - turatia motorului la pornirea de pe loc- f=0.02÷0.03⇒ f=0.02 - coeficient de rezistenta la rulare - rr❑

= 0.320 - raza de rulare - icvI❑

=2.67 - raport de transmitere in treapta I- i0❑

=4.1 - raportul transmisiei principale - ψ=fcos αmax+sinαmax=0.02·cos19∘+sin 19∘=0.34

Laprox=3.14 ·1500 ·0.3202

30 ·2.672·4 .12 ·( 1721.689.81

·2·3.14 ·1500

7200+ 1721.682 ·0.34

50+ 2

3·17216.8 ·0.34 ·√ 2

50·1721.68

9.81·3.14 ·1500

30 )=4595.08[daN ·m /cm2]

Ls=Laprox

2 · nd · A'=

4595.082 ·1 ∙401.92

=5.72[daN ·m/cm2]

Ls≤L sa=10÷12 [daN ·m /c m2]

b)

Laprox=357.3 ·G a ·rr

2

i02 ·icvI

2 =357.3 ·1721.68 ·0.3202

4.12 ·2.672 =516.59[daN ·m /cm2]

Ls=Laprox

2 · nd · A'=

516.592 ·401.92

=0.64 [daN ·m /cm2]

Ls<L sa=0.75[daN ·m /cm2]

7.Verificarea la încălzire.

Se verifica la incalzirediscul de presiune (din otel sau fonta)

Cresterea de temperature la cuplare:

Δt=γ ·L

427 ·c ·M p

unde: - γ = coeficient care exprima contitatea de lucru mecanic transformat in caldura

17

γ=0.5pentru ambreiaj monodisc

M p=ρ ·π · (Rep2 −Rip2 ) · g p

unde: - M p= masa discului de presiunde [Kg]- ρ fonta=7.25[Kg /cm3]- gp=10÷18⇒ gp=0.18 [cm ]grosimea discului de presiune- c=c fonta≅ 0.115[Kcal /Kg❑∘C] caldura specifica a piesei verificate

Rep=Re+3÷5 [mm ]=140+3=143 [mm]

Rip=Ri−2÷ 4 [mm ]=83−3=80[mm]

M p=ρ ·π · (Rep2 −Rip2 ) · g p=7.25 ·3.14 · (1.432−0.802 ) ·0.18=5.79 [Kg ]

a)

Δt=γ ·L

427 ·c ·M p

= 0.5 ·4595.08427 ·0.115 ·5.79

=8.08❑∘C

Δt<8÷15[¿∘ c ]¿

b)

Δt=γ ·L

427 ·c ·M p

= 0.5 ·516.59427 ·0.115 ·5.79

=0.91❑∘C

Δt<1[¿∘C]¿

Etapa nr. 3Calculul arcului diafragmă

Scopul lucrarii consta in trasarea curbei de variatie (caracteristicii elastice) a fortei in functie de sageata arcului. Indiferent de tipul arcului folosit pentru a crea forta de apasare normala (pe garniturile de frictiune), acesta trebuie sa fie comprimat (de rulment) peste valoarea la care forta de apasare devine nula (pentru a crea astfel un joc intre suprafetele de frecare. Jocul este necesar pentru a ne asigura ca decuplarea ambreiajului se face complet.

18

Sageata suplimentara Δf se calculeaza cu relatia: Δf=2· nd · jdunde: - nd = numarul de discuri - j d =jocul necesar intre garniturile de frecare si suprafata discului de presiune.

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

nd=1

j d=1

Δf=2· nd · jd=2[mm ]

Uzura admisibila a unei garnituri este:

ΔU 1=1.5÷2 [mm ] (pentru arc diafragma se considera ΔU 1=1÷1.5 [mm ]ΔU 1=1ΔU 1adm=2· nd · ΔU 1=2·1·1=2[mm]

Se adopta jocul dintre capatul interior al arcului diafragma si rulmentul de presiune δ=1.5÷2.5 [mm ]⇒ δ=1.5[mm]

1.Trasarea caracteristicii.

Functie de raportul Hh

caracteristica arcului difera ca aliura. In cazul ambreiajelor de automobil se

adopta un raport √2<Hh

<2 care conduce la o forma a arcului ca in figura urmatoare.

Dupa cum se observa, arcul diafragma contine portiuni cu rigiditate negative pentru care crestere a sagetii duce la micsorarea fortei de apasare (regim instabil).

Punctul de lucru al arcului diafragma se alege din A pentru ca variatii mici ale fortei de apasare. Pentru marirea elasticitatii, arcurile diafragma au practicate taieturi radiale pe o anumita lungime.

19

Cu notatiile din figura, caracteristicile constructive ale arcului sunt:Ri<b<Re¿

a≅ b−( 10÷25 [mm ] )c ≅ a−1

3·(b−a)

e≅de2

+(3÷10 [mm ])

unde: de= diametrul exterior al arboreluiz≥12

f 1=¿sageata zonei fara taieturi determinate de unghiul de rotire φ

f 2=f 2' + f 2

' '= sageata zonei cu taieturi a arcului

f 2'= determina o rotire cu unghiulφ

f 2' '= determinat de incovoierealamelorarcului.

z= numarul de taieturi b=Re−(5÷15 )⇒b=140−5=135[mm]a=b−(10÷15 )⇒ a=135−10=125 [mm]

c=a−13· (b−a )⇒ c=125−1

3· (135−125 )=122[mm]

d i=3√ 16 · β ·Mmax

π ·σ at=3√ 16 ·1.3 ·184.2·103

3.14 ·120=21.66 [mm]

Din STAS rezulta d i STAS=23 [mm ]de STAS=28[mm]z=12b=6numarul decaneluri

20

e=de2

+(3÷10 )⇒e=282

+3=17 [mm ]

Pentru ca arcul sa se gaseasca in echilibru, momentul fortelor exterioare trebuie sa fie egal cu momentul fortelor interioare din partea continua a arcului. Daca se tine seama ca f 1 este realizat prin rotirea cu unghiul φ⇒ forta cu care arcul apasa discul de presiune

F=F1−F2 ·c−eb−c

= π ·E ' · h

6 · (b−c )2· f 1 · ln ·

ba· [(H−f 1 ·

b−ab−c ) ·(H−

f 1

2·b−ab−c )+h2]

unde:H = inaltimea partii continue a arcului [mm[H t= inaltimea totala a arcului

Din asemanarea triunghiurilor rezulta

H=H t ·b−ab−e

Se adopta:

H=2.5÷ 4 (maxim5 [mm]) ş i din Hh⇒ h

H=3.9

H t=H ·b−eb−a

=3.25 ∙135−17

135−125=46.02 [mm ]

h=2.25[mm] Tot din asemanare de triunghiuri se obtine relatia de lagatura

f 2'=f 1·

c−eb−c

,

iarf 2' ' se calculeaza din relatiiledeformatiei elastic

f 2' '=F2 ∙

6 ·e2❑

π ∙E ∙η ∙ h3 ·¿

unde:A=f ∙¿

Coeficientulη=l1∙ z

π ∙(a+e)unde:

l1 ∙=¿latimea unei lamele

z= numarul de taieturi

21

Tinand seama de faptul ca latimea unei taieturi este de 2 4 [mm], se calculeaza l1 ∙l1 ∙=

2 ∙ π

z ∙(a−e )

2

= 2 ∙3.14

12∙(125−17)

2

=37.16 [mm ]

η=l1∙ z

π ∙(a+e)= 37.16 ∙12

3.14 ∙(125+17)=1

Relatia fortei F1∙cu care apasa arcul asupra garniturilor de frictiune in absentaforteiF2∙

F= π · E' · h4

6 · (b−c )2·f 1

h· ln ·

ba·[(Hh −

f 1

h·b−ab−c )·(Hh −

f 1

2 ·h·b−ab−c )+1]

Dacă notăm mărimile adimensionale F1 ş i f 1 astfel:

F1=F1 ·6 ·¿¿

F1=f 1 · ln ·ba·[(Hh −f 1 ·

b−ab−c )·(Hh −f 1 ·

b−a2 ·(b−c ))+1]

Caracteristica externă va arăta ca în figura:

22

In cadrul I se gaseste graficulF1( f 1). Cand F2=0, graficul indica variatia fortei de apasare a

arcului asupra garniturilo de frictiunde F❑(f 1)

E'= E1−μp

2 = 2.1 ·105

1−0.2752=227180[MPa]

Se calculeaza cu pasul de 0.1 pentru sageata adimensionala f 1 forta de apasare F1si se completeaza tabelul:

_ _f1 F1 f1 F10.1 0.03 0.23 528.310.2 0.06 0.45 1003.590.3 0.08 0.68 1428.280.4 0.1 0.9 1804.860.5 0.12 1.13 2135.79

23

0.6 0.13 1.35 2423.530.7 0.15 1.58 2670.550.8 0.16 1.8 2879.310.9 0.17 2.03 3052.271 0.18 2.25 3191.891.1 0.18 2.48 3300.641.2 0.19 2.7 3380.981.3 0.19 2.93 3435.381.4 0.19 3.15 3466.291.5 0.19 3.38 3476.191.6 0.19 3.6 3467.521.7 0.19 3.83 3442.771.8 0.19 4.05 3404.391.9 0.19 4.28 3354.842 0.18 4.5 3296.582.1 0.18 4.73 3232.092.2 0.18 4.95 3163.822.3 0.17 5.18 3094.242.4 0.17 5.4 3025.82.5 0.16 5.63 2960.982.6 0.16 5.85 2902.232.7 0.16 6.08 2852.032.8 0.16 6.3 2812.822.9 0.15 6.53 2787.083 0.15 6.75 2777.27

Deoarece ambreiajul trebuie să asigure şi jocul Δf dintre garnituri şi discul de presiune sau volant pentru decuplarea completă va trebui să continuăm calculul după aflarea forţei maxime pentru o comprimare suplimentară cu valoarea Δf.

Forţa maximă F1max din tabel va deveni forţa la cuplare şi de aceea trebuie să fie cel puţin de valoarea forţei de apăsare F calculată în etapa anterioară.

Conditia 1:

F1max≥ Fcalculat.Ambreiajul trebuie să asigure şi transmiterea momentului Mmax după uzura garniturilor (până la valoarea admisibilă ΔU 1). De aceea, în tabel şi în grafic trebuie să avem îndeplinită

24

Conditia 2:

F1· (f 1c−ΔUadmisibil )≥Mmax

µ· i · Rmadica sa putem transmite moment maxim pana cand β devine =1.

In cadranul IV al graficului se va găsi graficul fortei de apăsare al rulmentului de

presiune F1( f 2' ) unde :

f 2'= c−eb−c

· f 1si F2=b−cc−e

· F1 relatie obtinuta din conditia de echilibru.

Obs: În cadranul II al graficului este reprezentată scăderea (variaţia) forţei de apăsare, rezultanta arcului când F1=F1maxşi se apasă pedala ambreiajului❑⇒

cre ş te F2până la anularea lui F1 (decuplare).

F=F1−F2 ·c−eb−c

_ _

f2 F2 f2 F2 -F20.81 0 1.82 65.41 -528.311.62 0.01 3.63 124.25 -1003.592.42 0.01 5.45 176.83 -1428.283.23 0.01 7.27 223.46 -1804.864.04 0.01 9.09 264.43 -2135.794.85 0.02 10.9 300.06 -2423.535.65 0.02 12.72 330.64 -2670.556.46 0.02 14.54 356.49 -2879.317.27 0.02 16.36 377.9 -3052.278.08 0.02 18.17 395.19 -3191.898.88 0.02 19.99 408.65 -3300.649.69 0.02 21.81 418.6 -3380.9810.5 0.02 23.63 425.33 -3435.3811.31 0.02 25.44 429.16 -3466.2912.12 0.02 27.26 430.38 -3476.1912.92 0.02 29.08 429.31 -3467.5213.73 0.02 30.89 426.25 -3442.7714.54 0.02 32.71 421.5 -3404.3915.35 0.02 34.53 415.36 -3354.8416.15 0.02 36.35 408.15 -3296.5816.96 0.02 38.16 400.16 -3232.09

25

17.77 0.02 39.98 391.71 -3163.8218.58 0.02 41.8 383.1 -3094.2419.38 0.02 43.62 374.62 -3025.820.19 0.02 45.43 366.6 -2960.9821 0.02 47.25 359.32 -2902.2321.81 0.02 49.07 353.11 -2852.0322.62 0.02 50.88 348.25 -2812.8223.42 0.02 52.7 345.07 -2787.0824.23 0.02 54.52 343.85 -2777.27

Recaluculam β:

βrecalculat=F1 ∙ μ ∙ i ∙ rmMmax

βrecalculat=3476.19 ∙0.4 ∙2 ∙0.1137

184.2=1.54

2.Calculul arborelui ambreiajului

26

Arborele este solicitat la torsiune de către momentul de calcul al ambreiajului:

τ ef=β · Mmax

π ·di3

16

=(M c

W p)❑⇒ τ ef=16 ∙ β ·Mmax

π ·d i3

Pentru dimensionare se considera

τ ef=τ tor❑⇒

d i=3√ 16 · β ·Mmax

π · τaτ ators=100…120 [MPa ]=120[MPa]

d i=3√ 16 · β ·Mmax

π · τa=3√ 16 ·1.54 ·184.2 ∙103

3.14 ·120=22.923[mm]

d i STAS=23 [mm ]de STAS=28[mm]

Dupa valorile obtinute pentru d i se alege din seria mijlocie (asamblarea mobila cu deplasarea butucului fata sarcina) Canelurile arborelui ambreiajului si canelurile butucului se verifica la strivire si forfecare

Fortele de solicitare:

27

F=M c

rm unde rm=

r e+ri2

❑⇒

P s=F

z · L·h cu h=

de−d i2

Ps=Fz · A s

z−numărul de caneluriA s−aria de strivire(suprafa ţ acanelurii)

A s=L·h⇒L ·de−d i

2a)Verificarea la strivire

Ps=8 · β · Mmax

z ·L ·(de2−d i

2)≤ pa=20÷25[MPa]

unde:z=¿ 12 numarul de caneluri

L=(1.5÷2.5 ) · de [mm ]L=2 ∙28=56 [mm ]

Ps=8 · β · Mmax

z ·L ·(de2−d i2 )= 8 ·1.54 ·184.2 ∙103

12 ·56 · (28❑2 −23❑

2 )=13[MPa]

b)Verificarea la forfecare:

τ f=F

z·b ∙ L

τ f=4 · β ·Mmax

z · b ∙ L·(de❑+d i

❑)≤ τ a=20÷30 [MPa ]

τ f=4 ·1.54 ·184.2 ∙103

12 ·5∙56 · (28+23 )=7 [MPa ]

Se alege din STAS 791-87 un material pentru arbore: Oţel de cementare (CIF)40Cr10Cementarea este tratamentul termochimic cu carbon aplicat oţelurilor în general cu conţinut mic de carbon, într-un mediu capabil să cedeze carbon activ.În vederea obţinerii unei piese cementate cu un miez tenace, cu 0.08÷0.15 %C . Pentru piese mai mari în cazurile în care se cere o duritate mai mare pentru miez, conţinutul de C se măreşte până la 0.24%.Călirea superficială cu încălzire prin curenţi de înaltă frecvenţă se bazează pe proprietatea curenţilor de înaltă frecvenţă de a circula la suprafaţa conductorilor, pe o adâncime cu atât mai mică cu cât frecvenţa este mai mare. Inducerea acestor microcurenţi în suprafaţa piesei prin plasarea acesteia în câmpul electromagnetic produs de un inductor prin care circulă un curent de înaltă frecvenţă, în condiţii determinate de frecvenţă şi putere, conduce la obţinerea unui efect Joule corespunzător de încălzire a stratului.

28

3.Calculul mecanismului de acţionare

Calculul mecanismului de acţionare al ambreiajului constă în determinarea parametrilor acestui mecanism astfel încât cursa totală a pedalei şi forţa la pedală să se încadreze în limitele prescrise.Sistemele mecanice de acţionare sunt acelea la care comanda de la pedala ambreiajului la manşonul de debreiere se transmite prin pârghii (la sistemele cu pârghii de debreiere şi arcuri periferice) sau cabluri (la sistemul cu arc central tip diafragmă).

Forta de actionare a pedalei :

F p=F ·b❑· d❑ · f❑

a❑ · c❑ · e❑·

1ηa

unde:ηa=0.5÷0.6 randamentul mecanismului de actionare

ηa=0.5

F=β · Mmax

i · μ ·Rm - forta de apasare a discului de presiune

F p=15÷25[daN ·m]

Adoptam valorile pentru seistemul de actionare:a=150[mm]b=60[mm]c=90[mm]d=30[mm]e ∙=105[mm]f ∙=13 [mm]

29

F p=(2931.07 ·60❑ ·30❑ ·13❑

150❑·90 ·105·

10.5

)/10=9.68[daN ]

Cursa pedalei va fi:

Sp=(sl+ ef · sd). cd · absd=0.75÷1.5 [mm ]=1.5[mm]-cursa discului de presiune sl=1.4 ÷4 [mm ]=4 [mm]-jocul dintre manson si parghie

Cursa Sp a pedalei de ambreiaj nu trebuie să depăşească:100÷150 [mm ]−autoturisme150÷180 [mm ]−autobuze ,autocamioane ş itractoare

Sp=(4+ 10513·1.5). 90

30·15060

=121[mm]

Calculul de rezistenta a arcului tip diafragma

In cazul arcului diafragma cu taieturi dupa generatoare, solcitarea maxima apare in sectiunea circulara ce trece prin punctual B. Considerand starea de eforturi unitare biaxiale, Eforturile unitare normale vor fi.

a)Efortul de compresiune:

σ c=E

2 ∙(1−µ2)∙

(a−d ) ∙ α2−h∙αa

unde: a,b,µ❑ din etapa anterioara [mm]

d=b−a

lnba

α= Hb−e

ungh iul de inclinare alarcului

d=135−125

ln135125

=130[mm]

30

α= 3.9135−17

=0.03

σ c=227180

2 ∙(1−0.42)∙

(125−130 ) ∙0.032−2.25∙0.03125

=−86.36[MPa]

b)Efortul la incovoiere

σ i=3π∙F2d

h2∙ η= 3

3.14∙430.3822 ∙1

=81 [MPa ]

Se calculeaza efortul unitary echivalent

σ ec h=|σ c∨+σ i=167[MPa]

Din STAS 796÷77 se alege un otel pentru arcuri

OLC 55A

Rp0.2=880

Rm=1080

c= 3

σ adm= 880

3=293.33

Etapa nr. 4Calculul cutiilor de viteze mecanice, in trepte.

31

a) Calculul rotilor dintate

Numarul treptelor de viteza precum si rapoartele de transmitere ale treptelor se determina din calculul dinamic al autovehiculului. Solutia constructiva de realizare a cutiei de vitede depinde de tipul autovehiculului si organizarea acestuia. Astfel, la autoturismele organizate dupa solutia clasica, de obicei se utilizeaza cutii de viteze cu trei arbori, in timp ce la autoturismele organizate dupa solutia „totul in fata” sau „totul in spate” se prefera cutiile de viteze cu doi arbori, din motive legate de reducerea gabaritului. La autocamioane si autoboze cutiile de viteze sunt de tipul cu trei arbori; la unele autocamioane se utilizeaza si cutii de viteze cumpuse. La tractoare se intalnesc atat cutii de viteze cu doi arbori, cat si cele cu trei arbori sau compuse (care permit obtinerea unui numar mare de rapoarte de transmitere) Pentru cuplarea treptelor de mers inainte in prezent este practic generalizata solutia cu roti dintate angrenate permanent si mufe cu dispozitive de cuplare. La unele camioane, autobuze si tractoare, pentru treptele inferioare se mai utilizeaza solutia de cuplare a treptelor prin deplasarea axiala a rotilor. Aceasta solutie este utilizata si pentru treapta de mers inapoi.

Cutia de viteze face parte din transmisia automobilului având drept scop: să permită modificarea forţei de tracţiune în funcţie de variaţia rezistenţelor la înaintare; să permită deplasarea automobilului cu viteze reduse ce nu pot fi asigurate de către

motorul cu ardere internă, care are turaţia minimă stabilărelativă mare; să permită mersul înapoi al automobilului fără a inversa sensul de rotaţie al motorului; să realizeze întreruperea îndelungată a legăturii dintre motor şi restul transmisiei în cazul

în care automobilul stă pe loc, cu motorul în funcţiune.Cutia de viteze trebuie să îndeplinească următoarele condiţii: să asigure automobilului cele mai bune calităţi dinamice şi economice la o caracteristică

exterioară dată a motorului ; acţionare simplă şi comodă; funcţionare silenţioasă;

32

construcţie simplă; randament ridicat; siguranţă în funcţionare; fiabilitate ridicată; greutate şi gabarit reduse; întreţinere uşoară.

Pentru calculele de predimensionare a cutiei de viteze, modulul normal al rotilor dintate se poate determina cu ajutorul nomogramei in functie de cuplul la arborele secundar in prima treapta a cutiei de viteze

Cuplul la arboreal secundar pentru prima treapta se determina cu relatia

M s=M emax ·iKI ·ηCV=18.4 ·2.67 ·0.92=45.19[daN ·m ]

în care M emaxeste cuplul maxim al motorului, iKI este raportul de transmitere al primei trepte, iar ηCV este randamentul cutiei de viteze (0.9÷0.95). Valorile recomandate ale modului sunt cele din zona cuprinsă între cele două linii groase; pentru autoturisme se preferă valorile inferioare (ce permit micşorarea gabaritului). Valorile standardizate ale modului normal sunt prezentate în tabel. Valorile de pe rândul (I ) sunt cele preferate, dar pentru autoturisme se admite şi folosirea modulilor de 3,25 ,3,75 ş i 4,25 [mm ].

33

Valorile standardizate ale modulelor

I 2 2.5 3 4 5 6 8 10 12

II 2.25

2.75

3.5 4.5 5.5 7 9 11

Astfel se alege valoare modulului normal ca fiind:mn=2.25

Date initiale:Nr.

Valoare U.M.

1 Puterea 80.85 [CP]2 Momentul maxim 184.2 [N·m ]3 Turaţia arborelui

motorului5300 [rot /min]

555.02 [rad /s ]

4 Raporturile de transmitere

Treapta

I II III IV

i 2.67 1.92 1.39 1

4) Durata de functionare a cutiei de viteze.

T=noz · nza · naunde: noz=4÷5h=5h−numărul de orede ţ ionare pe zinza=365−numărul de zilede ţ ionare peanna=5−numărul de ani de ţ ionare

T=noz · nza · na=5 ∙365 ∙5=9125

Calculul numărului de dinţi şi distanţa dintre axele arborilor

Pentru calcule preliminare, distanta dintre axele arborilor cutiei de viteze se poate determina cu relatia:A=26 · 3√M emax=26 · 3√18.4=68.66 [mm]

34

Pentru reducerea dimensiunilor cutiei de viteze, pentru z1 se adoptă numărul minim de dinţi (zmin=13) şi rezultă z5=z1· iKI , în acest caz distanţa dintre axe va fi:

Numerede de dinti se rotunjesc la valoriintregi, astfelincatrapoartele de transmitere care rezulta sa se apropie cat mai mult de cele determinate prin calcul dinamic.

z1=2· A ∙cos25 °m·(1+iKI)

=14.15≈15dinti

z5=15 ·2.67=40.06≈41din ţ i

z2=2· A ·cos βm·(1+iKII)

=2 ·68.82·cos2 5°

2.25·(1+1.92)=18.82≈19din ţ i

z6=z3 ·iKII=19 ·1.92=36.57≈37din ţ i

z3=2 · A ·cos βm·(1+iKIII)

=2·68.82 ·cos 25°

2.25 ·(1+1.39)=23din ţ i

z6=z5 ·iKIII=23 ·1.39=31.91≈32din ţ i

z7=2· A ·cos βm·(1+iKIV)

=2·68.82 ·cos 25°

2.25 ·(1+1)=27.53≈28 din ţ i

z8=z7 ·iKIV=28 ·1=28adoptam :27din ţ i

Prin rotunjirea numarului de dinti ai rotilor la valori intregi, distanta dintre axe se modifica; pastrarea aceleiasi distante interaxiale pentru toate treptele de viteza se realizeaza prin:

Ac=m·(z¿¿1 r+z5 r)

2 ·cos β=

2 ∙(15+41)2 ∙cos25o

=70 [mm]¿

Se determinaapoiunghiul de angrenare frontal, folosindu-se relatia:

cosαwf=cosα f ∙AcA

unde:

α f=arctgtgα

cosβ1

iar ung hi ul deangrenare normal α=20o .

cosα f=arctgtg20 °

cos 25°=arctg0.40❑

⇒

α f=21.880

35

cos αwf=cos21.88 °❑ ∙70

68.82=0.948

αwf=20.77 °

Suma deplasarilor de profil ale celor doua roti dintate, necesare pentru a readuce angrenajul la distant dintre axe A este data de relatia:

x1+ x5=(z1+z5) ∙invαwf−invα f

2 ∙ tgα f

In care invα=tgα – α (unghiul de angrenare normal α se exprima in radiani)

invαwf=0.058

invα f=0.053

Treapta 1:

x1+ x5=(15+41 ) ∙ 0.058−0.0532 ∙tg 21.88

=−0.35

Treapta a 2 a:

x2+ x6=(19+37 ) ∙ 0.058−0.0532 ∙tg 21.88

=−0.35

Treapta a 3 a:

x3+x7=(23+32 ) ∙ 0.058−0.0532 ∙tg 21.88

=−0.22

Treapta a 4 a:

x4+x8=(28+27 ) ∙ 0.058−0.0532 ∙tg 21.88

=−0.22

36

A.Alegerea Schemei de organizare a cutiei de viteze

1) Alegerea tipului de sincronizator:

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

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

Alegerea soluţiilor de frânare şi blocare

37

Funcţionarea sincronizatorului la cuplarea prizei directe este următoarea:Coroana şi manşonul solidarizate prin bilele 5, împreună cu pastilele 3, se deplasează

spre stânga cu ajutorul furcii 4. Pastilele sprijinindu-se cu capetele în ferestrele inelului de blocare 12, apasă acest inel pe suprafaţa conică 13. Datorită frecării care ia naştere între suprafeţele conice în contact, inelul de blocare se roteşte în raport cu manşonul în sensul rotirii roţii dinţate 1, cât îi permite jocul dintre pastilele 3 şi ferestrele 16 ale inelului.În urma rotaţiei inelului de blocare, cu un sfert de pas, dinţii inelului vin parţial în dreptul dinţilor coroanei 10 împiedicând deplasarea coroanei spre pinionul 1 până când vitezele unghiulare ale pinionului 1 şi a arborelui secundar nu se egalează. Efortul axial transmis de conducator asupra coroanei şi manşonului se transmite asupra inelului de blocare, care apăsând asupra suprafeţei conice 13, dă naştere la o forţă de frecare ce conduce la egalarea vitezelor unghiulare.

După ce viteza de rotaţie a arborelui primar şi cea a inelului de blocare devin egale, component tangenţial a forţei de apăsare dintre tesiturile dinţilor coroanei şi ai inelului, devine suficientă pentru a roti inelul de blocare în sensul opus rotaţiei arborelui primar.La rotirea inelului de blocare, chiar cu un unghi mic, dinţii coroanei intră în angrenare cu dinţii inelului de blocare, iar interacţiunea dintre tesiturile dinţilor încetează şi cu această frecare dintre suprafeţele conice ale inelului de blocare şi ale arborelui primar.În această situaţie coroana 10 se poate deplasa în lungul manşonului după învingerea forţelor arcurilor 17, prin împingerea bilelor în locaşul din placuţe, iar dantura ei va angrena cu dantura 2 a roţii 1, cuplând treapta fără şoc şi fără zgomot.

2) Schema cinematica

Calculul efectiv al tronsoanelor se face dupa stabilirea latimii rotilor dintate

Se asigura daca distant dintre axe asigura limitarea tensiunii de contact la oboseala pe flancurile dintilor.

pentru roti dintate cu dinti drepti sau inclinatib /D d≤0.5

A≥62∙ u ∙(u+1)∙¿¿

pentru roti dintate cu dinti inclinatiti b /D d≥0.5

38

A≥57 ∙u ∙(u+1)∙¿¿

unde: - b- latimea rotii dintate [mm]- Dd –diametrul de divizare al rotilor dintate conducatoare [mm]- u=zmare/ zmic- M t- cuplu amplificat rotii dintate conducatoare [N*mm]- K1=1.5…2 (factor dinamic exterior)- Ψ a=b/ A- σ H lim ¿=300… 900[MPa] ¿ (rezistentalimita de contact

b=24 [mm]

A≥57 ∙u ∙ (u+1 ) ∙¿¿ mm

b=21 - pentru urmatoarele trepte se adopta b = 21 mm

A≥62∙ u ∙ (u+1 ) ∙¿¿ mm

b=15.5 - adoptam b = 21 mm

A≥62∙ u ∙ (u+1 ) ∙¿¿ mm

b=13.75 – adoptam b = 21 mm

A≥62∙ u ∙ (u+1 ) ∙¿¿ mm

Dd 1 Dd 2 Dd 3 Dd 4 Dd 5 Dd 6 Dd 7 Dd 8

37.5 47.5 57.5 70 102.5 92.5 80 67.5

Calculul efectiv al tronsoanelor:B=(0.3÷1 ) ∙ dp=0.9 ∙23=20.7 [mm ]−l ăţ imea lag ărelorj c=4 [mm ]− joculdintre ro ţ iledin ţ ate ş i carcasălrd 1=1.4 ∙ b1=1.4 ∙24=34 [mm ]

39

lrd 2=lrd3=lrd4=1.4 ∙ b2=1.4 ∙21=29[mm]j s=3 [mm ]− joculdintre roat ă ş i sincronizatorjmr=5 [mm ]− joculdintre p ăr ţ ile egale aflate î nmi şcare relativ ăls= (1÷1.5 ) ∙ dp=1.5 ∙23=34.5 [mm ]−lăţ imeasincroniztorului

l1=B2

+ jc+lrd1

2=31 [mm ]

l2=lrd1

2+2 js ∙ls+

lrd2

2=72 [mm ]

l3=lrd2

2+ jmr+

lrd 2

2=34 [mm ]

l4=lrd 2

2+ jmr+

lrd 2

2=34 [mm ]

l5=lrd2

2+ls+ jmr+

lrd 2

2=69 [mm ]

l6=B2

+ jc+lrd 2

2=39 [mm ]

Calculul arborilor cutiei de viteze. Utilizand schema din figura fortele ce actioneaza asupra unei roti dintate cilindrice cu dantura inclinata sunt: Forta tangentiala

F t=M t

r d,

unde M teste momentul de torsiune, iar rdeste raza de divizare a rotii dintate; Forta axiala

Fa=F t ∙tgβ

Forta radialF r=

Ft ∙ tgα

cosβ

Forta normal pe dinte N=

F tcosα ∙ cosβ

40

Pentru arborele primar:

Arborele primar este solicitat la încovoiere în plan radial și în plan tangențial. În același

timp, zona cuprinsă între lagărul A și roata dințată este solicitată și la torsiune de către momentul

Mt=Me max.

Se observa ca, in plan radial forta axala Fa1ce actioneaza asupra pinionului produce un moment de incovoiere

Treapta I:

1)Calculul fortelor in plan radialSchema de încărcare și rezemare este următoarea:

H 1+H 2+Fr 1=0

∑M a :F r1∙ l1−M i1+H 2 ∙(l1+l2)=0

l1=31mm

l2=238mm

M i1=Fa1 · rd1=4581∙18.75=85893.87N ∙mm

H 2=−F r1 ∙ l1+M i1

l1+l2=3929.6∙31+85893.87

31+238=772.16N

41

Treapta 1 Treapta 2 Treapta 3 Treapta 4

Ft [N*m] 9824 7755.78947 6406.95652 5262.85714Fa [N*m] 4581.00643 3616.58403 2987.61289 2454.11059Fr [N*m] 3929.6 3102.31579 2562.78261 2105.14286

rd 1 rd 2 rd 3 rd 4

18.75 23.75 28.75 35

β=25 ° α=20 °Tan 0.466 0.36Cos 0.9 0.93

H 1=F r1−H 2=3929.6−772.16=3157.43N

Verificare:H 1+H 2−F r1=0⇔3157.43+772.16−3929.6=0

x1є (0 , l1 )⇒

M iH (x1 )=H 1 ∙ x1

x1=0

M (0 )=0

x1=31

M (31)=H 1 ∙l1=3157.43∙31=97880.59N ∙mm

x2 є (0 , l2 )⇒

M iH (x2 )=H 2 ∙ x2

x2=0

M (0 )=0

x2=238

M (238)=H 2 ∙l2=772.16∙238=183774.46N ∙mm

2)Calculul fortelor in plan tangentialV 1+V 2−F t1=0

∑M 1=¿−V 2 · (l1+l2 )+F t1 ·l1=0¿

V 2=F t1 · l1l1+l2

=9824 ·3131+238

=1132.13N

V 1=F t1−V 2=9824−1132.13=8691.86NVerificareV 1+V 2−F t1=0⇔8691.86+1132.13−9824= 0y є ( 0 ,l1 )

⇒

MiV ( y1 )=−V 1 ∙ y1

y=0

42

M (0 )=0

y=31

M (31)=−V 1 ∙ l1=−8691.86 ∙31=−269447.85N ∙mm

y2 є ( 0 ,l2 )⇒

M iV (x2 )=−V 2 ∙ y2

y=0

M (0 )=0

y=238

M (238)=−V 2 ∙ l2=−1354.26 ∙238=−269447.85N ∙mm

M îrez0=√(M iH)2+(M ¿¿ iV )2=0N ∙mm¿

M îrez1=√97880.592+¿¿

M îrez2=√0 ∙0=0N ∙mm

M îrez3=√183774.462+¿¿

M îech=√M îrez2 +α·M t

2N ∙mm

α=1

M îech0=√02+1842002=184200N ∙mm

M îech1=√2866752+1842002=340752.688N ∙mm

M îech2=√02+1 842002=184200N ∙mm

M îech3=√3261522+1842002=374572.873N ∙mm

d= 3√ 32∙ M îech

3.14 ∙ σech=3√ 32 ∙374572.873

3.14 ∙140=29.08mm

σ admisibil=140N ∙mm

Verificare: trebuie sa indeplineasca conditia:

43

D picior>darbore

Diametrul de divizare Dd 1, al rotii z1 este: Dd=37.5mm

mn= 2.25

Diametrul de picior al rotii este:

D picior = Dd−2 ∙1.25 ∙mn => D picior = 37.5−2∙1.25 ∙2.25 = 31.875 mm

31.875>29.08=¿D picior>darbore

Treapta II:


H 1+H 2+Fr 2=0

∑M a :F r2∙ l1−M i2+H 2∙(l1+l2)=0

l1=103mm

l2=166mm

M i2=Fa2· rd2=3616 ∙23.75=85893.87N ∙mm

H 2=−F r2 ∙ l1+M i2

l1+l2=−3102.31∙103+85893.87

103+166=1507.18N

H 1=F r2−H 2=3102.31−1507.18=1595.13N

Verificare:H 1+H 2−F r2=0⇔1507.18+1595.13−3102.31=0

x1є (0 , l1 )⇒

M iH (x1 )=H 1 ∙ x1

x1=0

44

M (0 )=0

x1=103

M (103)=H 1 ∙l1=1507.18 ∙103=164298.61N ∙mm

x2 є (0 , l2 )⇒

M iH (x2 )=H 2 ∙ x2

x2=0

M (0 )=0

x2=166

M (166)=H 2 ∙l2=1595.13∙166=250192.483N ∙mm


∑M 1=¿−V 2 · (l1+l2 )+F t2 ·l1=0¿

V 2=F t2 · l1l1+l2

=7755.7 ·103103+166

=2969.68N

V 1=F t2−V 2=7755.7−2969.68=4786.1NVerificareV 1+V 2−F t2=0⇔4786.1+2969.68−7755.7= 0y є ( 0 ,l1 )

⇒

MiV ( y1 )=−V 1 ∙ y1

y=0

M (0 )=0

y=103

M (103)=−V 1 ∙l1=−4786.1 ∙103=−492968.358N ∙mm

y2 є ( 0 ,l2 )⇒

M iV (x2 )=−V 2 ∙ y2

y=0

M (0 )=0

45

y=166

M (166)=−V 2 ∙ l2=−2969.68 ∙166=−492968.358N ∙mm

M îrez0=√(M iH)2+(M ¿¿ iV )2=0N ∙mm¿

M îrez1=√164298.612+¿¿


M îrez3=√250192.4832+¿¿


2N ∙mm

α=1

M îech0=√02+1842002=184200N ∙mm

M îech1=√519626.6322+1842002=551308.8N ∙mm

M îech2=√02+1 842002=184200N ∙mm

M îech3=√552823.7342+1842002=582703.8N ∙mm

d= 3√ 32∙ M îech

3.14 ∙ σech=3√ 32 ∙582703.8

3.14 ∙140=33.65mm



D picior>darbore

Diametrul de divizare Dd, al rotii z2 este: Dd=47.5mm

mn= 2.25


D picior = Dd−2 ∙1.25 ∙mn => D picior = 47.5−2 ∙1.25 ∙2.25 = 41.875 mm


46

Treapta III


H 1+H 2+Fr 3=0

∑M a :F r3∙ l1−M i3+H 2∙(l1+l2)=0

l1=137mm

l2=132mm

M i3=Fa3· rd3=2987.6 ∙28.75=85893.87N ∙mm

H 2=−F r3 ∙ l1+Mi3

l1+l2=−2562.78 ∙137+85893.87

137+132=1624.51N

H 1=F r3−H 2=2562.78−1624.51=938.265N

Verificare:H 1+H 2−F r1=0⇔1624.51+938.265−2562.78=0

x1є (0 , l1 )⇒

M iH (x1 )=H 1 ∙ x1

x1=0

M (0 )=0

x1=137

M (137)=H 1 ∙l1=1624.51∙137=128542.38N ∙mm

47

x2 є (0 , l2 )⇒

M iH (x2 )=H 2 ∙ x2

x2=0

M (0 )=0

x2=132

M (132)=H 2 ∙l2=938.265∙132=214436.251N ∙mm


∑M 1=¿−V 2 · (l1+l2 )+F t3 ·l1=0¿

V 2=F t3 · l1l1+l2

=6406.95 ·137137+132

=3263.02N


⇒

MiV ( y1 )=−V 1 ∙ y1

y=0

M (0 )=0

y=137

M (137)=−V 1 ∙ l1=−3143.93 ∙137=−430718.96N ∙mm

y2 є ( 0 ,l2 )⇒

M iV (x2 )=−V 2 ∙ y2

y=0

M (0 )=0

y=132

M (132)=−V 2 ∙l2=−3263.02∙132=−430718.96N ∙mm

48

M îrez0=√(M iH)2+(M ¿¿ iV )2=0N ∙mm¿

M îrez1=√128542.3812+¿¿


M îrez3=√214436.2512+¿¿


2N ∙mm

α=1

M îech0=√02+1842002=184200N ∙mm

M îech1=√449490.7912+1842002=485769N ∙mm

M îech2=√02+1 842002=184200N ∙mm

M îech3=√481146.272+1842002=515200.32N ∙mm

d= 3√ 32∙ M îech

3.14 ∙ σech=3√ 32 ∙515200.32

3.14 ∙140=32.31mm



D picior>darbore

Diametrul de divizare Dd, al rotii z3 este: Dd=57.5mm

mn= 2.25



51.875>32.31=¿D picior>d arbore

Treapta IV:

49


H 1+H 2+Fr 4=0

∑M a :F r4 ∙l1−M i4+H 2 ∙(l1+l2)=0

l1=240mm

l2=29mm

M i4=Fa4 · rd 4=2454.11 ∙35=85893.87N ∙mm

H 2=−F r4 ∙l1+M i4

l1+l2=−2105.14 ∙240+85893.87

240+29=−2197.5N

H 2=−F r4−H 2=−2105.14+2197.5=92.35N

Verificare:H 1+H 2−F r4=0⇔2197.5+92.35−2105.14=0

x1є (0 , l1 )⇒

M iH (x1 )=H 1 ∙ x1

x1=0

M (0 )=0

x1=240

M (29 )=H 1∙ l1=−92.35 ∙240=22166.29N ∙mm

x2 є (0 , l2 )⇒

M iH (x2 )=H 2 ∙ x2

x2=0

M (0 )=0

x2=29

M (240)=H 2 ∙l2=2197.5∙29=63727.57N ∙mm

50


∑M 1=¿−V 2 · (l1+l2 )+F t 4· l1=0¿

V 2=F t4 ·l1l1+l2

=5262.85·29240+29

=4695.48N


⇒

MiV ( y1 )=−V 1 ∙ y1

y=0

M (0 )=0

y=240

M (29)=−V 1 ∙ l1=−567.37 ∙240=−136169.09N ∙mm

y2 є ( 0 ,l2 )⇒

M iV (x2 )=−V 2 ∙ y2

y=0

M (0 )=0

y=29

M (240)=−V 2 ∙ l2=−4695.48 ∙29=−136169.09N ∙mm

M îrez0=√(M iH)2+(M ¿¿ iV )2=0N ∙mm¿

M îrez1=√22166.292+¿¿


M îrez3=√63727.572+¿¿


2N ∙mm

51

α=1

M îech0=√02+1842002=184200N ∙mm

M îech1=√137961.4672+1842002=230136.93N ∙mm

M îech2=√02+1 842002=184200N ∙mm

M îech3=√150343.6892+1842002=237766.4 N ∙mm

d= 3√ 32∙ M îech

3.14 ∙ σech=3√ 32 ∙237766.4

3.14 ∙140=25.03mm



D picior>darbore

Diametrul de divizare Dd, al rotii z3 este: Dd=70mm

mn= 2.25


D picior = Dd−2 ∙1.25 ∙mn => D picior = 70−2∙1.25 ∙2.25 = 64.375 mm


Arborele primar :

Treapta 1 Treapta 2 Treapta 3 Treapta 4 U.M.

Ft= 969.27 767.34 635.04 526.17 NFa= 451.98 357.82 296.12 245.36 N

Fr= 502.2 397.57 329.03 272.62 N

Mi= 85893.87 85893.87 85893.87 85893.87 N*mm

Planul radial:

H1= 3157.43 1595.13 938.26 92.35 N

H2= 772.16 1507.18 1624.51 2197.5 N

Mi

A 0 0 0 0 N*mm

B 97880.59 164298.61 128542.38 22166.29 N*mm

C 183774.46 250192.48 214436.25 63727.57 N*mm

D 0 0 0 0 N*mm

52

Planul tangential

V1= 8691.96 4786.1 3143.93 567.37 N

V2= 1132.13 2969.68 3263.02 4695.48 N

Mi

A 0 0 0 0 N*mm

B -269447.85 -492968.35 -430716.9 -136169.09 N*mm

C -269447.85 -492968.35 -430716.9 -136169.09 N*mm

D 0 0 0 0 N*mm

Mi rez

A 0 0 0 0 N*mm

B 286675.34 519626.63 449490.79 137961.46 N*mm

C 326152.1 552823.73 481146.27 150343.68 N*mm

D 0 0 0 0 N*mm

M ech

A 184200 184200 184200 184200 N*mm

B 340752.68 551308.87 485769.09 230136.93 N*mm

C 374572.87 582703.8 515200.32 237766.4 N*mm

D 184200 184200 184200 184200 N*mm

Calculul reactiunilor arborelui secundar al cutiei de viteze

M t=M emax ∙icv 1 ∙ ηcv

Tr 1 Tr 2 Tr 3 Tr 4Ft= 9027.05 7144.96 5888.87 4820.30933Fa= 4209.38625 3329.55539 2744.21528 2246.26415Fr= 3610.82318 2857.98746 2355.5496 1928.12373PinionFtp 20187.7841 14419.8458 10278.7619 7099.00102Fap 9407.50741 6719.64815 4789.90304 3308.13447Frp 8142.40627 5816.00448 4145.7673 2863.26374

53

Mt1= 462.63 rd5= 51.25 cos β= 0.9Mt2= 330.45 rd6= 46.25 tanβ = 0.466Mt3= 235.55 rd7= 40 tan α 0.363Mt4= 162.68 rd8= 33.75

Tr1 Tr2 Tr3 Tr4

Mi= 21573.045 153991.937 109768.611 75811.415

Mp= 215588.712 153991.937 109768.611 75811.415

Treapta I 1)Calculul Fortelor in plan radial:∑ F x :−F rp+H 1−F r1−H 2

l p=31mm

l1=31mm

l2=238mm

∑M :−¿M p+F rp ∙31−M i1+F r1 ∙31−H 2 ∙(31+238)¿=0H 2=

−M p+Frp ∙31+F r1 ∙31−Mi131+238

=1353.93N

H 1=F rp−F r1+H 2=5885.51N

x1є (0 , l p )

M (x1 )=−M p+Frp ∙ x1

x=0

M (0 )=−215588.71N ∙mm

x=31

M (31)=−M p+F rp ∙ x1=36825.88N ∙mm

x2 є (0 , l1 )⇒

M (x2)=−M p+F rp ∙(31+x2)−H 1 ∙ x2

x=0

M (0 )=36825.88N ∙mm

54

x=31

M (31)=−M p+F rp ∙(31+x2)−H 1 ∙ x2=106789.879N ∙mm

x3 є (0 , l2 )⇒

M (x3 )=H 2 ∙ x3

x=0

M (0 )=0

x=21

M (238)=H 2 ∙ x3=322235.879N ∙mm

2)Calculul Fortelor in plan tangential∑ F x :−¿F t 1−V 1−F tp+V 2¿=0l p=31mm

l1=31mm

l2=238mm

∑M :F tp ∙33−F t1∙31+V 2 ∙(31+238)

V 2=−F tp ∙31+F t1 ∙31

31+238=−286.18 N

V 1=−F tp−F t1+V 2=−30501.02N

x1є (0 , l p )

M (x1 )=Ftp ∙ x1

x=0

M (0 )=0

55

x=31

M (31)=F tp ∙ x1=625821.3N ∙mm

x2 є (0 , l1 )⇒

M (x2)=F tp ∙ ( 31+ x2 )+V 1 ∙ x2

x=0

M (0 )=625821.3N ∙mm

x=31

M (31)=F tp ∙ (31+x2 )+V 1 ∙ x2=306110.92N ∙mm

x3 є (0 , l2 )⇒

M (x3 )=−V 2 ∙ x3

x=0

M (0 )=0N ∙mm

x=238

M (238 )=−V 2 ∙ x3 = 306110.92

M irez0=√(−215588.71)2+02=215588N ∙mm

M irez1=√(−36825.88)2+625821.32=626903.86N ∙mm

M irez2=√36825.82 ∙625821.32=626903.86N ∙mm

M irez3=√106789.52+306110.922=324203.47N ∙mm

M irez4=√02+02=0N ∙mm

M irez5=√322235.872+306110.922=324203.47N ∙mm

M iech=√M irez2 +α·M t

2N ∙mm

α=1

M iech1=√215588 .722+462.6362=215589.2N ∙mm

56

M iech2=√626903.862+462.6362=626904.03N ∙mm

M iech3=√626903.862+462.6362=626904.03N ∙mm

M iech4=√324203.472+462.6362=324203.8N ∙mm

M iech5=√02+462.6362=462.636N ∙mm

M iech6=√324203.472+462.6362=444454.803N ∙mm

darbore=3√ 32 ∙M iech

3.14 ∙ σ ech=3√ 32 ∙626904.03

3.14 ∙140=34.47mm


Dd=102.5mm

mn= 2.25

D picior = Dd−2 ∙1.25 ∙mn => D picior =102.5−2∙1.25 ∙2.25 = 96.875 mm

Treapta II 1)Calculul Fortelor in plan radial:∑ F x :−F rp+H 1−F r2−H 2

l p=31mm

l1=103mm

l2=166mm

∑M :−¿M p+F rp ∙31−M i2+F r2 ∙103−H 2 ∙(103+169)¿

H 2=−M p+Frp ∙31+F r2 ∙103−Mi1

103+166=619.64N

H 1=F rp−F r2+H 2=3577.66N

x1є (0 , l p )

57

M (x1 )=−M p+Frp ∙ x1

x=0

M (0 )=−153991.93N ∙mm

x=31

M (31)=−M p+F rp ∙ x1=26304.202N ∙mm

x2 є (0 , l1 )⇒

M (x2)=−M p+F rp ∙(31+x2)−H 1 ∙ x2

x=0

M (0 )=26304.202N ∙mm

x=103

M (103)=−M p+F rp ∙(33+ x2)−H 1 ∙ x2=675605.61N ∙mm

x3 є (0 , l2 )⇒

M (x3 )=H 2 ∙ x3

x=0

M (0 )=0

x=166

M (166 )=H 2 ∙ x3=102861.35

2)Calculul Fortelor in plan tangential∑ F x :−¿F t 2−V 1−F tp+V 2¿

l p=31mm

l1=103mm

l2=166mm

∑M :F tp ∙31−Ft 2∙103+V 2∙ (103+166)

V 2=−F tp ∙31+F t2 ∙103

103+166=−4697.95 N

V 1=−F tp−F t2+V 2=−26262.77N

58

x1є (0 , l p )

M (x1 )=Ftp ∙ x1

x=0

M (0 )=0

x=331

M (31)=F tp ∙ x1=26304.2N ∙mm

x2 є (0 , l1 )⇒

M (x2)=F tp ∙ ( 31+ x2 )+V 1 ∙ x2

x=0

M (0 )=26304.2N ∙mm

x=103

M (103)=F tp ∙ (31+x2 )+V 1 ∙ x2=772805.99N ∙mm

x3 є (0 , l2 )⇒

M (x3 )=−V 2 ∙ x3

x=0

M (0 )=0N ∙mm

x=166

M (166 )=−V 2 ∙ x3 = 772805.99N ∙mm

M irez0=√(−153991.93)2+02=143696.22N ∙mm

M irez1=√(26304.2)2+447015.222=447788.47N ∙mm

M irez2=√675605.612 ∙447015.222=447788.47N ∙mm

M irez3=√675605.612+772805.652=1026485.29N ∙mm

M irez4=√02+02=0N ∙mm

M irez5=√102861.3592+779860.652=786615N ∙mm

59


2 N ∙mm

α=1

M iech1=√143696.222+3304542=153992.29N ∙mm

M iech2=√447788.472+3304542=447788.47N ∙mm

M iech3=√447788.472+3304542=447788.47N ∙mm

M iech4=√1026485.292+3304542=1026485N ∙mm

M iech5=√02+3304542=308361❑N ∙mm

M iech6=√7866152+3304542=786615N ∙mm


3.14 ∙ σ ech=3√ 32 ∙1026485

3.14 ∙140=40.56mm


Dd=92.5mm

mn= 2.25


Treapta III 1)Calculul Fortelor in plan radial:∑ F x :−F rp+H 1−F r3−H 2=0l p=31mm

l1=137mm

60

l2=132mm

∑M :−¿M p+F rp ∙31−M i3+F r3 ∙137−H 2∙(137+132)¿

H 2=−M p+Frp ∙31+F r3 ∙137−Mi3

137+132=861.3N

H 1=F rp−F r3+H 2=1369.02N

x1є (0 , l p )

M (x1 )=−M p+Frp ∙ x1

x=0

M (0 )=−109768.61N ∙mm

x=31

M (31)=−M p+F rp ∙ x1=18750.17N ∙mm

x2 є (0 , l1 )⇒

M (x2)=−M p+F rp ∙(31+x2)−H 1 ∙ x2

x=0

M (0 )=18750.17N ∙mm

x=137

M (137)=−M p+F rp ∙(31+x2)−H 1∙ x2=399164.257N ∙mm

x3 є (0 , l2 )⇒

M (x3 )=H 2 ∙ x3

x=0

M (0 )=0

x=132

M (132 )=H 2 ∙ x3=113692.659N ∙mm

2)Calculul Fortelor in plan tangential∑ F x :−¿F t 3−V 1−F tp+V 2¿

61

l p=31mm

l1=137mm

l2=132mm

∑M :F tp ∙31−Ft 3∙137+V 2 ∙(137+132)

V 2=−F tp ∙33+Ft 2 ∙137

137+132=−4556.265.15 N

V 1=−F tp−F t3+V 2=−17544.11N

x1є (0 , l p )

M (x1 )=Ftp ∙ x1

x=0

M (0 )=0

x=331

M (31)=F tp ∙ x1=318641.61N ∙mm

x2 є (0 , l1 )⇒

M (x2)=F tp ∙ ( 31+ x2 )+V 1 ∙ x2

x=0

M (0 )=318641.61N ∙mm

x=137

M (137)=F tp ∙ (31+x2 )+V 1 ∙ x2=676715.185N ∙mm

x3 є (0 , l2 )⇒

M (x3 )=−V 2 ∙ x3

x=0

M (0 )=0N ∙mm

62

x=132

M (132 )=−V 2 ∙ x3 ¿676715.185N ∙mm

M irez0=√(−109768.611)2+02=109768.61N ∙mm

M irez1=√(18750.17)2+318641.612=319192.81N ∙mm

M irez2=√18750.172 ∙318641.612=319192.81N ∙mm

M irez3=√399164.252+676715.182=785668.85N ∙mm

M irez4=√02+02=0N ∙mm

M irez5=√113692.652+601426.982=612078.78N ∙mm


2 N ∙mm

α=1

M iech1=√109768.612+2355542=109768.86N ∙mm

M iech2=√319192.812+2355542=319192.897N ∙mm

M iech3=√319192.812+2355542=319192.897N ∙mm

M iech4=√785668.852+2355542=785668.88N ∙mm

M iech5=√02+2355542=235554N ∙mm

M iech6=√612078.782+2355542=612078.82N ∙mm


3.14 ∙ σ ech=3√ 32 ∙785668.88

3.14 ∙140=37.14mm


Dd=80mm

mn= 2.25

D picior = Dd−2 ∙1.25 ∙mn => D picior = 80−2 ∙1.25 ∙2.25 = 74.375 mm

63

Treapta IV 1)Calculul Fortelor in plan radial:∑ F x :−F rp+H 1−F r4−H 2

l p=31mm

l1=240mm

l2=29mm

∑M :−¿M p+F rp ∙31−M i4+F r 4 ∙240−H 2 ∙(240+29)¿

H 2=−M p+Frp ∙31+F r 4 ∙240−M i4

240+29=1486.57N

H 1=F rp−F r4+H 2=2421.71N

x1є (0 , l p )

M (x1 )=−M p+Frp ∙ x1

x=0

M (0 )=−75811.415N ∙mm

x=31

M (33)=−M p+F rp ∙ x1=12949.76N ∙mm

x2 є (0 , l1 )⇒

M (x2)=−M p+F rp ∙(31+x2)−H 1 ∙ x2

x=0

M (0 )=12949.76N ∙mm

x=240

M (240)=−M p+F rp ∙(31+x2)−H 1∙ x2=118922N ∙mm

x3 є (0 , l2 )⇒

M (x3 )=H 2 ∙ x3

x=0

M (0 )=0

64

x=29

M (29 )=H 2 ∙ x3=43110.6N ∙mm

2)Calculul Fortelor in plan tangential∑ F x :−¿F t 4−V 1−F tp+V 2 ¿

l p=31mm

l1=240mm

l2=29mm

∑M :F tp ∙31−Ft 4 ∙240+V 2 ∙(240+29)

V 2=−F tp ∙31+F t 4 ∙240

240+29=−5778.18 N

V 1=−F tp−F t4+V 2=−17697.49N

x1є (0 , l p )

M (x1 )=Ftp ∙ x1

x=0

M (0 )=0

x=31

M (31)=F tp ∙ x1=220069.03N ∙mm

x2 є (0 , l1 )⇒

M (x2)=F tp ∙ ( 31+ x2 )+V 1 ∙ x2

x=0

M (0 )=220069.03N ∙mm

65

x=240

M (240)=F tp ∙ (31+x2 )+V 1 ∙ x2=2326609.89N ∙mm

x3 є (0 , l2 )⇒

M (x3 )=−V 2 ∙ x3

x=0

M (0 )=0N ∙mm

x=29

M (29 )=−V 2 ∙ x3 = 2326609.89N

M irez0=√(−75811.45)2+02=75811.45 N ∙mm

M irez1=√(12949.76)2+220069.0322=220449.71N ∙mm

M irez2=√12949.762 ∙220069.0322=220449.71N ∙mm

M irez3=√1189222+23235682=2326609.62N ∙mm

M irez4=√02+02=0N ∙mm

M irez5=√43110.62+23235682=173024N ∙mm


2 N ∙mm

α=1

M iech1=√67291.892+1626852=75811.58N ∙mm

M iech2=√208258.062+1626852=220449.77N ∙mm

M iech3=√308554.382+1626852=220449.77N ∙mm

M iech4=√21171262+1626852=2326609N ∙mm

M iech5=√02+1626852=162685❑N ∙mm

M iech6=√21171262+1626852=173024N ∙mm


3.14 ∙ σ ech=3√ 32 ∙2326609

3.14 ∙140=53.14mm

66


Dd=67.5mm

mn= 2.25

D picior = Dd−2 ∙1.25 ∙mn => D picior = 67.5−2 ∙1.25 ∙2.25 = 61.875 mm

Observatie: Arborele II in treapta a IIa de viteza, necesita un diametru mai mare decat in treapta I de viteza, pentru a rezista la toate solicitarile care il supun se va alege diametrul calculat pentru teapta a II, in proiectarea cutiei de viteze.

Arborele secundar:

Treapta 1 Treapta 2 Treapta 3 Treapta 4 U.M.Ft= 9027.05795 7144.9686

55888.874 4820.30933 N

Fa= 4209.38625 3329.55539

2744.21528 2246.26415 N

Fr= 3610.82318 2857.98746

2355.5496 1928.12373 N

Mi= 215731 153991 109768 75811 N*mmPlanul radial:H1= 5885 3577 1369 2421 NH2= 1353 619 861 1486 NMiA -215588.7 -153991.9 -109768.6 -75811.415 N*mmB 36825.8829 26304.202

118750.1748 12949.761 N*mm

C 36825.8829 26304.2021

18750.1748 12949.761 N*mm

D 106789.501 675605.619

399164.257 118922.022 N*mm

E 322235.879 102861.359

113692.659 43110.6068 N*mm

F 0 0 0 0 N*mmPlanul tangentialV1= -30501 -26262 -17544 -17697 NV2= -1286 -4697 -4556 -5778 NMiA 0 0 0 0 N*mmB 625821.309 447015.22 318641.619 220069.032 N*mmC 625821.309 447015.22 318641.619 220069.032 N*mm

67

D 306110.921 772805.991

676715.185 2323568.62 N*mm

E 306110.921 772805.991

676715.185 167567.245 N*mm

F 0 0 0 0 N*mmMi rezA 215588.712 153991.93

7109768.611 75811.415 N*mm

B 626903.865 447788.475

319192.81 220449.711 N*mm

C 626903.865 447788.475

319192.81 220449.711 N*mm

D 324203.476 1026485.29

785668.852 2326609.89 N*mm

E 444454.562 786614.959

612078.78 173024.004 N*mm

F 0 0 0 0 N*mmM echA 215589.208 153992.29

1109768.864 75811.5896 N*mm

B 626904.036 447788.597

319192.897 220449.771 N*mm

C 626904.036 447788.597

319192.897 220449.771 N*mm

D 324203.806 1026485.34

785668.888 2326609.89 N*mm

E 444454.803 786615.029

612078.825 173024.081 N*mm

F 46263.672 330454.8 235554.96 162685.44 N*mm

68

proiect ccar 1

Documents