Capitolul 1.

1.1 Determinarea şi definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principaleViteza maximă a automobilului prescrisă în tema de proiectare se obţine în treapta cea mai rapidă a schimbătorului de viteze.Dacă soluţia de schimbător de viteze adoptat pentru automobilul de proiectat este schimbător cu trei arbori, atunci viteza maximă se atinge în treapta de priză directă, iar dacă schimbătorul este cu doi arbori atunci viteza maximă se atinge intr-o treapta similarăprizei directe cu raport de transmitere apropriat de unitate.Pentru stabilirea tipului de schimbător de viteze ce se va adopta pentru automobilului de proiectat se vor studia modele similare pentru a stabili cu ce tipuri de schimbătoare de viteze au fost echipate.Se va face o analiză asupra tipulului de schimbător ce poate echipa automobilul.Această analiză constă în evidenţierea influenţei tipului de schimbător de viteze asupra performanţelor automobilului, adică în alegere raportului iSN.iar pentru viteza maximă relaţia devine: V max=0.377 ⋅

rr ⋅nVmax

i0 ⋅ iSN[ km

h ] (1.2)unde iSN depinde de tipul de schimbător adoptat.Pentru schimbător cu doi arbori iSN=0.91..0.98 sau iSN=1.03..1.05.Din relaţia (1.2) rezultă (i0)pred=0.377 ⋅rr ∙ nVmax

iSN ⋅V max (1.3)Unde nVmax=ζ ∙ nP (1.4)

nVmax=ζ ∙ nP=1 ⋅5000=5000 rot /min

Conform relaţiei (1.3) rezultă (i0)pred=0.377 ⋅

rr ∙ nVmax

iSN ⋅V max

=0.377 ∙0.3129 ⋅5000

1 ∙210=2,85

unde: rr=312.9 mm - raza de rulare; ζ =1 n p=5000 rot /min - turatia de putere maxima. V max=210 km/h iSN=1 - raportule de transmitere al treptei in priza directa.Deoarece i0pred< 7 rezultă că transmisia principala folosită va fi una simplă.

Pentru definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale se alege un număr de dinţi pentru pinionul de atac al transmisiei principale, care este dependent de raportul de transmitere. Pentru aceasta se vor alege trei perechi de numere de dinţi pentru pinionul de atac.Valorile rapoartelor de transmitere efective şi numarul de dinţi sunt date în tabelul 1.1. Tabel 1.1

Nr. crt Numar dinţi pinion (Zp)Număr dinţi coroană (Zc) i0pred ief

1 16 46 2,85 2.872 18 53 2.863 21 65 3.09 Deoarece automobilul este organizat după soluţia clasica, schimbătorul de viteze care se va adopta este unul cu trei arbori, iar transmisia principală este o transmisie conica simplă, având raportul de transmitere i01=2.85. Pinionul de atac are Zp=16 dinţi, coroana are Zc=46 dinţi si i02=3.09 Pinionul de atac are Zp=21 dinţi, coroana are Zc=65 dinţiAlegerea unuia dintre cele doua rapoarte de transmitere se va face trasand diagrama P=f(V) pentru treapta de priza directa.

Pr= ηt*Pmax[α’*( VV pr

)+ β’*( VV pr

)2- γ’*( V

V pr

¿¿3] (1.2)unde Vpr=0.377* rr∗np

i0 k∗isn (1.3)

In formula (1.2) , α’, β’ , γ’ sunt coeficienti de forma ai caracteristicii motorului ales pentru a echipa automobilul , calculati (in functie de coeficientii de adaptabilitate si elasticitate) in prima parte a proiectului “Automobile I” ca fiind :α’=0.4 β’=2.2 γ’=1.6 ηt=0.92Parametrii importanti ai motorului ales sunt :Pmax = 81.1 kW ; nP = 5000 rot/min ; Mmax = 15 daNm ; nM = 3000 rot/min ; nmin = 1000 rot/min ; nmax = 5000 rot/min.Vpr01=0.377* rr∗np

i01∗isn=0.377*0.3129∗5000

2.85∗1=206.9km/h

Vpr02=0.377* rr∗np

i02∗isn=0.377*0.3129∗5000

3.09∗1=190.8km/h

In Tabelul 1.2 sunt centralizate valorile puterilor motorului in functie de viteza de deplasare si de i0,precum si puterea necesara invingerii rezistentelor la rulare.Tabelul 1.2.Puterile la roti si puterea rezistenta in functie de viteza de deplasareV[km/h] Pr01[kW] Pr02[kW] Prul[kW] Pa[kW] Prez-[kW]

0 0 0 0 0 020 4.30820 4.91681 1.6899 0.0891 1.6366840 11.03208 12.36751 3.3991 0.7125 4.4691360 19.47225 21.90057 5.1931 2.4745 8.3343480 29.15274 32.5646 7.1764 5.6903 13.9855100 39.25710 43.54393 9.4421 11.1376 22.3692120 49.20658 53.99838 12.0229 19.2362 33.9772140 58.33435 63.11108 14.9814 30.5436 49.4836160 66.00525 70.05735 18.4645 45.5963 69.6313180 71.57359 74.01297 22.4722 64.9107 94.9814210 74.5924 75.68428 29.6325 103.0852 140.9975

Figura 1.1

1.2. Determinarea raportului al primei trepte a schimbătorului de viteze Atunci când automobilul rulează pe drum cu viteză constantă , atunci când e cuplată treapta de priză directă sau similara acesteia, el poate urca o anumită pantă maximă pdmax.Viteza corespunzătoare acestei pante reprezintă viteza critică în acesta treaptă.Aşadar automobilele nu se pot deplasa cu pantă mare dacă ar fi cuplată treapta de priză directă sau similara acesteia.Pentru ca autovehiculul să se poată deplasa pe diferite drumuri sau pante diferite trebuie să crească forţa de tracţiune la roată.Acest lucru se poate realiza dacă se foloseşte un reductor care să mărească raportul de transmitere total al transmisiei.Întrucât rezistenţele la înaintare variază între valoare minimă şi valoare maximă şi raportul de transmiter al acestuia trebuie să se varieze pentru a pune în concordanţă forţa de tracţiune cu rezistenţele la înaintare şi a asigura anumite regimuri optime de funcţionare ale motorului. Acest reductor cu raport de transmitere variabil se numeşte schimbător de viteze.1.2.1 Determinarea lui iS1 din condiţia de pantă maximă.

La determinarea acestui raport se pune condiţia ca urcarea pantei maxime, pmax, să se facă cu viteză constantă, redusă.Din bilanţul de tracţiune se obţine relaţia:iS 1=

Ψ max ∙ Ga ∙ rd

M max ∙i0 ∙η t (1.5)

în care rezistenţa specifică maximă a drumului se calculează cu relaţia:Ψ max≅ f (0 ) ∙ cosα pmax+sinα pmax

undeα pmax=arctg ( pmax )Ψ max≅ f (0 ) ∙ cosα pmax+sinα pmax=0.01611 ∙0.94+0.313=0.328 (1.6) iS 1=

Ψ max ∙ Ga ∙ rd

M max ∙i0 ∙η t

=0.328 ∙ 13272,93 ∙0.3150 ∙2.8 ∙0.92

=3.38

Valoarea raportului din prima treaptă este limitată de aderenţă, de aceea se face o verificare la aderenţă utilizând formula: isv 1=(φx+ f ) ∙ Zkφ⋅r r

M max ⋅ i0 ⋅ηt

(1.10)unde:- φx−¿ coeficientul de aderenţă φx=0.7 ÷ 0.9

- f – coeficientul de rezistenţă la rulare f = 0.023- Zkφ⋅−¿ încărcarea pe vericală la puntea motoare- M max−¿ momentul motor maxim M max=150 daNm

Aplicând formula rezultă:isv 1=

(φx+ f ) ∙ Zkφ⋅r r

M max ⋅ i0 ⋅ηt

=(0.85+0.023)⋅4590 ⋅0.3129

150 ⋅2.8 ⋅0.92=3.43

În concluzie valoare adoptată ,ţinând cont şi de limita de aderenţă se adoptă pentru raportul de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze iS1=3.38 .1.3. Etajarea schimbătorului de viteze1.3.1. Determinarea numărului minim posibil de trepte de viteză.Ţinând seama de tipul automobilului proiectat, schimbătorului de viteză va fi etajat în progresie geometrică. Acest tip de etajare permite utilizarea întregii game de turaţii a motorului, astfel motorul find mai economic.Gama de variaţie a turaţiei motorului este cuprinsă între turaţia minimă stabilă şi turaţia de sarcină totală nmin şi nmax .Aprecierea intervalului de turaţiei ale motorului într-o treaptă dată trebuie să fie considerată situaţia cînd motorul funcţionează la sarcină totală. Intervalul de turaţii va fi: In=[n’,n”],unde: n’ – turaţia inferioară a motorului n’ ≥ nmin n” – turaţia superioară a motorului n” ≤ nmax

Cum raportul de transmitere în prima treaptă şi raportul de transmitere în treapta de priză directă se cunosc, respectiv isv1 = 3.2, isn = 1, ramâne de determinat numărul de trepte ale schimbătorului de viteze după formula:N=1+

lni sv1

isn

lnn}} over {{n} ^ {'}}¿¿¿ (1.11)

unde: n’ – turaţia inferioară a motorului n’ ≥ nmin n” – turaţia superioară a motorului n” ≤ nmaxisv1 – raportul de transmitere în prima treaptăisn – raportul de transmitere în priză directăAplicând formula rezultă numărul minim de trepte ale schimbătorului:N=1+

lnisv 1

isn

lnn}} over {{n} ^ {'}}} =1+ {ln {3.38} over {1}} over {ln {5000} over {2000}} = 1+2.68=3.6¿¿¿

unde: n’ – turaţia inferioară a motorului n’ ≥ nmin n’ = 3000 rot/min n” – turaţia superioară a motorului n” ≤ nmax n” = 5000 rot.minisv1 – raportul de transmitere în prima treaptă isv1 = 3.38isn – raportul de transmitere în priză directă isn = 1Prin urmare, pentru acelaşi interval de turaţii în fiecare treaptă avem: isj

isj−1

= n'

n} ¿¿ (1.12)

1.3.2 Determinarea raţiei de etajare a schimbătorului de vitezeRelaţia (1.11) arată că rapoartele de transmitere sunt în progresie geometrică şi cunoscîndu-se şi numărul de trepte N avem relaţia: rG=k−1√i s1 (1.13)Introducînd în formulă obţinem:

k-numarul treptelor de viteza;in acest caz k=4

Rezulta rG=4−1√4.37=1.6349Pentru determinarea rapoartelor de transmitere intermediare se foloseste relatia :isi= is 1

ri−1 (1.14)Rezulta:is2= 3.38

1.500742−1 =2.2522is3= 3.38

1.500743−1 =1.50074is4= 3.38

1.500744−1 =1 1.3.3.Determinarea raportului de transmitere al treptei de supravitezanM≤nEc consum≤nP 3000≤nEc consum≤5000nEc consum=3000+4000

2=3500rpmDeterminarea raportului de transmitere pentru treapta de supraviteza se face cu ajutorul relatiei (1.15).V=0.377* rr∗nEcconsum

i0∗iSV 5 (1.15) Determinarea lui isv5 se face in ipoteza ca viteza maxima,Vmax=190.8km/h se obtine la turatia nEc consum =3500rpm. Rezulta:210=0.377*0.3129∗3500

2.85∗iSV 5 ,rezulta ca iSV5=0.377*0.3129∗3500

2.85∗190.8 =0.75Cele 6 modele similare analizate in cadrul proiectul de Automobile I au raportul de transmitere pentru treapta de supraviteza cuprins intre 0.68-0.8Valoarea obtinuta prin calcul anterior isv5=0.75 este cuprins in acest interval,asadar,se va adopta isv5=0.75

Relatiile de calcul pentru ratia de etajare si rapoartele de transmitere s-au determinat considerand ca trecerea dintr-o treapta in alta se face instantaneu.

1.3.4.Trasarea diagramei fierastrau teoreticaEtajarea in progresie geometrica are avantajul ca permite sa se obtina numarul minim posibil de trepte de viteze.Pentru trasarea teoretica a diagramei fierastru este necesara determinarea vitezei minime,respectiv a vitezei maxime in fiecare treapta de viteza j.1.3.4.2.Determinare vitezei inferioare si superioare in fiecare treapta de vitezaViteza inferioara in treapta j se determina cu relatia (1.9).Vj’=0.377* rr∗n j

'

i0∗iSVj

(1.16)Viteza superioara in treapta j se determina cu relatia (1.10).Vj’’=0.377* rr∗n j' '

i0∗iSVj

(1.17) Astfel,pentru rapoartele de transmitere calculate anterior rezulta:V1’=0.377*0.3129∗30002.85∗3.38

=36.73km/hV2’=0.377*0.3129∗3000

2.85∗2.522=49.23km/h

V3’=0.377*0.3129∗30002.85∗1.5007

=82.74km/hV4’=0.377*0.3129∗3000

2.85∗1=144.17km/h

V5’=0.377*0.3129∗30002.85∗0.75

=165.56km/hV1’’=0.377*0.3129∗5000

2.85∗3.38=56.22km/h

V2’’=0.377*0.3129∗50002.85∗2.522

=82.059km/hV3’’=0.377* 0.3129∗5000

2.85∗1.50074=137.9km/h

V4’’=0.377*0.3129∗50002.85∗1

=201.9km/hV5’’=0.377*0.3129∗5000

2.85∗0.75=275.93km/h

Observatie: Etajarea schimbatorului de viteze se face considerand ca trecerea dintr-o treapta in alta se face instantaneu,adica nu se tine seama de pierderea de viteza care se constata in perioada schimbarii,cand automobilul ruleaza datorita inertiei. Se noteaza cu Vj’ si Vj’’ vitezele automobilului corespunzatoare turatiilor nj’ si nj’’ in treapta j si reprezinta vitezele inferioara respectiv superioara in treapta j. Admitand ca schimbarea este instantanee,inseamna ca Vj-1’’=Vj’,j=2,3,4,5.

Rezulta ca:V1’’=V2’=56.22km/hV2’’=V3’=82.059km/hV3’’=V4’=137.9km/hV4’’=V5’=201.9km/hV5’’=275.93km/h1.3.4.2.Determinarea intervalelor de viteza pentru fiecare treapta de vitezaIntervalul de viteza pentru treapta j a schimbatorului de viteze se determina utilizand relatia (1.11):IVj=Vj’’-V’j (1.18)Rezulta:IV1=V1’’-V’1=56.22-36.73=19.49km/hIV2=V2’’-V’2=82.059-49.23=32.829km/h

IV3=V3’’-V’3=137.9-82.74=55.16km/hIV4=V4’’-V’4=201.9-124.17=77.73km/hIV5=V5’’-V’5=275.93-165.56=110.37km/h1.3.4.3.Trasarea diagramei fierastrau teoretice

Figura 1.2 Diagrama fierastrau teoretica1.4 Determinarea performanţelor de tracţiune1.4.1. Definirea si trasarea carateristicilor de tracţiune

Pentru trasarea caracteristicii de tracţiune trebuie să se determine forţa de tracţiune generată de automobil în fiecare treaptă a schimbătorului de viteze.Pentru aceasta se utilizează forumula: F t=

M r

r r

=M e (n , χ ) ∙ isk ∙ i0∙ ηt

rr (1.19)unde:

- isk este valoarea raportului de transmitere al schimbătorului de viteze în treapta k- i0=2.85 este raportul de transmitere al transmisiei principale- 𝜂t=0.92 randamentul transmisiei- M=150daNm momentul motorPentru studiul performanţelor maxime de tracţiune, trebuie analizată variaţia forţei de tracţiune în funcţie de viteză, atunci când motorul funcţionează la sarcină totală, iar schimbătorul de viteze este cuplat succesiv în toate treptele.Forţa de tracţiune este direct proporţională cu momentul Me , forma curbei sale de vaţie fiind similară cu acestuia. Momentul Me se determină cu formula: M e=M P ∙[( α

α ')+( ββ ')( n

nP)−( γ

γ ')( nnP

)2] (1.20)

Valorile forţei de tracţiune în funcţie de viteza obţinută în fiecare treaptă a schimbătorului de viteze sunt prezentate în tabelul 1.3:Tabel 1.3

Forta de

isv3.38 2.522 1.50074 1 0.753296 2459 1463 975 7313891 2903 1727 1151 8634350 3246 1930 1287 9654673 3487 2073 1382 1036

tractiune[N]4860 3626 2156 1437 10784911 3664 2179 1453 10894826 3601 2141 1428 10714605 3436 2043 1362 10214248 3170 1885 1257 942

Forţa de tracţiune obţinută pentru fiecare treaptă a schimbătorului de viteze se obţine familia de curbe a forţei de tracţiune în funcţie de viteză prezentată în figura 1.3:

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260 280 3000

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

4000

4500

5000

5500

treapta1 treapta2treapta3treapta4treapta5

Fig.1.3 Caracteristica de tracţiune

1.4.2 Determinarea performanţelor dianmice ale automobilului cu ajutorul caracteristicii de tracţiuneIndiferent de treapta schimbătorului de viteze, rezistenţele la înaintare cresc cu viteza. La o anumită valoare a vitezei, curba rezistenţelor intersectează curba forţei de tracţiune. Viteze mai mari nu pot fi dezvoltate deoarece nu se mai dispune de forţa necesară de tracţiune, deci aceasta este viteza maximă pe care automobilul o poate atinge în treapta respectivă.Se va determina viteza maximă, viteza critică a automobilului în fiecare treaptă a schimbătorului şi panta maximă pe care o poate urca automobilul în fiecare treaptă a schimbătorului utilizând caracteristica de tracţiune. Pe această caracteristică vom trasa curba suma rezistenţelor la înaintare, locul unde aceasta intersectează curba forţei de tracţiune corespunde vitezei maxime pe care automobilul o poate dezvolta.Caracteristica de tracţiune şi curba rezistenţelor la înaintare sunt prezentate în figura 1.4.

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260 280 3000

500

treapta1 treapta2treapta3treapta4treapta5ΣR

Fig. 1.4 Caracteristica de tracţiune şi suma de rezistenţe

Conform figurii 1.4 viteza maximă pe care automobilul o poate dezvolta în palier este în treapta a V – a a schimbătorului de viteze şi aceasta este Vmax= 275.93 km/h.

Pentru a determina viteza critică în fiecare treaptă, trebuie să transpunem curba rezistenţelor până când aceastea devine tangentă cu graficul forţei de tracţiune a acelei trepte.

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240 250 260 270 280 2900

500

1000

1500

2000

2500

3000

3500

4000

4500

5000

5500

treapta1 treapta 2 treapta3 treapta4 treapta5

Curba rezistenţelor tangentă la forţa de tracţiune pentru fiecare treaptă este prezentată în figura 1.5, reprezentând vitezele critice în fiecare treptă de viteză a schimbătorului.

Cunoscând vitezele critice din fiecare treaptă putem afla panta maximă ce poate fi urcată de automobil în acea treaptă. Valorile vitezelor critice şi cele ale pantei maxime sunt date în tabelul 1.4

. Tabel 1.4Treapta Viteza critică [km/h] Panta maximă [0]

I 43 18a II – a 58 13a III – a 96 9a IV – a 144 6a V – a 193 0

Se consideră un drum asfaltat cu o pantă de 9%

Considerând panta dată se determină unghiul pantei: p=tg (α p )⇒α p=arctg ( p )⇒ α p=5.1420

Având unghiul pantei calculat calculăm rezistenţa la pantă şi cu aceasta calculăm suma de rezistenţe. În caracteristica de tracţiune adăugăm şi suma de rezistenţe şi intersecţia acestei curbe cu caracteristica de tracţiune corespunzătoare treptei în care interseţia se face la viteza maximă posibilă pe care o poate atinge automobilul.

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260 280 3001000

1500

2000

treapta1 treapta2treapta3treapta4treapta5ΣR'

Fig. 1.6 Caracteristica de tracţiune şi suma de rezistenţe pentru panta 9%Conform figurii 1.6 se observă că se poate urca panta de 9% în a treapta IV- a şi automobilul poate atinge viteza maximă posibilă de 145 km/h.

1.5. Trasarea caracteristicii dinamice1.5.1.Definirea performantelor folosind caracteristica dinamica

Performanţele de tracţiune ale unui autovehicul depind nu numai de caracteristica de tracţiune ci şi de greutatea sa şi de factorul aerodinamic (K = k ∙A). Pentru a îngloba toate cele trei elemente de influenţă, este necesară utilizarea unui parametru special dedicat: factorul dinamic. Acesta reprezintă raportul dintre forţa de tracţiune din care se scade rezistenţa aerului şi greutatea autovehiculului: D=

F t−Ra

Ga (1.21)

Deoarece forţa de tracţiune este dependentă de viteză şi de treapta în care este cuplat schimbătorul, rezultă că şi factorul dinamic depinde de aceiaşi factori.Caracteristica dinamică reprezintă funcţia care exprimă dependenţa factorului dinamic de viteza automobilului pentru toate treptele schimbătorului de viteze atunci când motorul funcţionează la sarcină totală. Valorile factorului dinamic sunt date în tabelul 1.4:Tabel 1.4

Pentru fiecare treaptă a schimbătorului se obţine o familie de curbe a factorului dinamic, acestea reprezentând caracteristica dinamică a automobilului. Aceasta este prezentată în figura 1.7.

Factorul dinamic

isv3.38 2.522 1.50074 1 0.75 0.24 0.18 0.11 0.07 0.0550.29 0.21 0.13 0.08 0.0640.32 0.24 0.14 0.09 0.0720.35 0.26 0.15 0.104 0.0780.36 0.27 0.16 0.108 0.0810.37 0.28 0.16 0.109 0.0820.36 0.27 0.16 0.107 0.0800.34 0.25 0.15 0.102 0.0760.32 0.23 0.14 0.09 0.070

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260 280 3000

0.05

0.1

0.15

0.2

0.25

0.3

0.35

0.4

treapta1treapta2treapta3treapta4treapta5

Fig. 1.7 Caracteristica dinamică

1.5.2. Determinarea performanţelor automobilului cu ajutorul caracteristicii dinamice

Pentru un drum dat şi o anumită treaptă a schimbătorului de viteză, viteza maximă se obţine atunci când capacitatea de accelerare a

automobilului a fost epuizată, deci atunci când dvdt

=0.

Se va determina viteza maximă a automobilului în fiecare treaptă a schimbătorului şi panta maximă pe care o poate urca automobilul în fiecare treaptă precum şi rezistenţa specifică maximă.

Rezistenţa specifică maximă ce poate fi învinsa pentru fiecare treaptă a schimbătorului de viteze, reprezintă valoarea maximă a factorului dinamic. Atunci pentru fiecare treaptă avem:

Tabel 1.5Treapta I a II – a a III – a a IV – a A V – a

Rezistenţa specifică 0.37 0.28 0.16 0.109 0.082

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260 280 3000

0.05

0.1

0.15

0.2

0.25

0.3

0.35

0.4

treapta1treapta2treapta3treapta4treapta5

Viteza maximă pe care o are automobilul precum şi panta maximă pe care o poate urca automobilul în fiecare treaptă sunt prezentate în tabelul 1.6

Tabel 1.6

TreaptaViteza maximă

[km/h]Panta maximă

[0]1 42 172 57 12.243 97 8.364 145 5.545 193 0

1.6. Trasarea caracteristicilor acceleraţiilor

1.6.1. Definirea şi trasarea caracteristicilor acceleraţiilor

Caracteristica acceleraţiilor reprezintă funcţia, respectiv reprezentarea grafică a acesteia, care reprezintă dependenţa acceleraţiei autovehiculului faţă de viteza de deplasare pentru toate treptele schimbătorului de viteze, când motorul funcţionează la sarcină totală.

Se utilizează formula:

D=Ψ + δg

∙d vd t

(1.22)

Rezultă:

d vd t

=a=gδ

∙ ( D−Ψ )[ m

s2 ] (1.23)

unde:- δ coeficientul de influenţă a maselor în miscare de rotaţie- D factorul dinamic- Ψ rezistenţa totală din partea drumului

Valorile coeficienţilor de influenţă a maselor în miscare de rotaţie şi cele ale momentelor de inerţie masice depind de cilindreea şi numărul de cilindri ai motorului, de tipul şi caracteristicile constructive ale transmisiei, în primul rând ale schimbătorului de viteze, de tipul şi dimensiunile pneurilor. În lipsa datelor concrete, mărimile respective se pot aproxima astfel:

δ k=1,04+0,0025 ∙i0 ∙isvk (1.24)

unde:- δ k este coeficientul de influenţă a maselor în miscare de rotaţie din schimbător în treapta k- isvk raportul de transmitere al schimbătorului în treapta respectivă- i0 raportul de transmitere al transmisiei principale

Astfel, utilizând formula (1.24), obţinem valorile din tabelul 1.4:

Tabel 1.7isv

δ k3.38 2.522 1.50074 1 0.75

1.064083 1.057969 1.050693 1.047125 1.045344

Considerându-se că automobilul se deplasează în palier, atunci , rezistenţa totală din partea drumului,va depinde numai de f, coeficientul de rezistenţă la rulare. Aplicând formula (1.23) se obtine familia de curbe a caracterisiticii acceleraţiilor pentru fiecare treaptă a schimbătorului de viteze.

Valorile acceleraţiilor sunt prezentate în tabelul 1.8, respectiv figura 1.9.

0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260 280 3000

0.5

1

1.5

2

2.5

3

3.5

treapta1treapta2treapta3treapta4treapta5

V[km/h]

Acc

eler

atia

[m/s

^2]

Caracteristica acceleratiilor

Tabel 1.8

2.3.2. Determinarea acceleraţiilor maxime şi medii în fiecare treaptă a schimbătorului de vitezeDeoarece acceleraţia maximă este definită de forţa maximă de tracţiune,iar aceasta este limitată de aderenţă, rezultă că şi acceleraţia este limitată

de aderenţă.Se consideră că automobilul se deplasează în palier (p=0), astfel avem formula:

a1 φ, 0≅ g ∙ φx

bL

1+φx ∙hg

L

(2.9)

Utilizând formula (2.9) obţinem acceleraţia maximă posibilă limitată de aderenţă.Aceasta are valoarea:

a1 φ, 0≅ g ∙ φx

bL

1+φx ∙hg

L

=9.81 ⋅0.75 ∙

14162886

1+0.75 ⋅577

2886

=3.13m

s2

Acceleraţia maximă în fiecare treaptă a schimbătorului reprezintă maximul obţinut în fiecare treaptă la caracteristica acceleraţiilor.Valorile acestor acceleraţii sunt trecute în tabelul 2.8.

Tabel 2.8

Treaptaa [m/s2]

maximă medie1 3.26 2.912 2.4 2.143 1.36 1.2

Acceleraţia [m/s2]

isv

3.38 2.522 1.00574 1 0.752.14 1.59 0.87 0.53 0.362.55 1.87 1.06 0.65 0.442.87 2.11 1.20 0.74 0.503.09 2.28 1.30 0.8 0.543.22 2.38 1.35 0.83 0.553.26 2.4 1.36 0.83 0.533.2 2.36 1.33 0.79 0.49

3.04 2.24 1.25 0.73 0.422.79 2.05 1.13 0.63 0.33

4 0.83 0.725 0.55 0.46

2.4 Trasarea caracteristicilor de accelerare

2.4.1. Trasarea caracteristicii timpului de accelerare în funcţie de viteză

Timpul de demarare reprezintă timpul în care automobilul, plecând de pe loc, ajunge la o viteză reprezentând 0.9 din viteza sa maximă, atunci când motorul funcţionează la sarcină totală.

Din expresia acceleraţiei a=d vd t

, se scrie expresia timpului:

d t=d va

(2.10)

Rezultă că timpul de accelerare de la viteza iniţială v0 la viteza curentă v td se calculează prin integrarea timpului, după cum urmează:

t d=∫0

t

d t=¿∫v0

vd va

= 13,6

∫V 0

V1a

dV ¿ (2.11)

Pentru o anumită treaptă a schimbătorului de viteză, integrala (2.11) devine:

t dk=1

3,6∫V 0 k

V1ak

d V (2.12)

Această integrală se rezolvă prin metoda grafo-analitică. Se determină aria de sub curba ( 1a )

k

(V ) delimitată de valorile V0K şi V, ţinându-se seama de

scara graficului respectiv.Pentru determinarea timpului de accelerare se definesc scările graficului: 1km/h=p mm şi 1s2/m=q mm .Timpul de accelerare în treapta k este:

t dk=Ak

3,6 ⋅ p ⋅ q[s ] (2.13)

Schimbatorul de viteze cu 5 trepte

Schimbatorul de viteze cu 5 trepte se intrebuinteaza la un numar redus de autoturisme din Europa occidental, organizate dupa Solutia clasica. Astfel de schimbatoare de viteze se intalnesc la unele modele Jaguar, Mercedes Benz, Ferrari 330, Alfa Romeo, Fiat.

Schimbatorul de viteze al autoturismului Fiat-Dino(fig. 5.70) este de tipul cu trei arbori si cinci trepte pentru mersul inainte, sincronizate. Treapta de prize directa este treapa IV-a, iar treapta a V-a este de supraviteza (is=0.87)

Capitolul 2 Proiectarea schimbatorului de viteze

2.1 Studiul solutiilor constructive posibile pentru schimbatorul de viteze si alegerea justificata a schimbatorului care se proiecteaza

2.1.1 Prezentarea constructiei si a functionarii schimbatorului de viteze folosit pe autoturism

Deoarece automobilul proiectat este organizat după soluţia ”clasica”, schimbătorul de viteze ce se va proiecta va fi un schimbător de viteze cu trei arbori.

Cei 3 arbori:-arborele primar(arborele de intrare) primeşte mişcarea de la arborele cotit almotorului prin intermediul ambreiajului; pe el se află pinionul angrenajului permanent;-arborele intermediarcu roata condusă a angrenajului permanent şi roţileconducătoare ale treptelor cu excepţia treptei de priză directă;-arborele secundar(arborele de ieşire) susţine roţile conduse ale angrenajelor treptelor şi transmite mişcarea către puntea motoare.Caracteristici:•intrarea şi ieşirea sunt coaxiale şi pot fi de aceeaşi parte (la soluţia „totul faţă” sauopuse;•există posibilitatea cuplării directe a Ap(angrenaj permanent cu AS (priza directă) cu randament maxim şi zgomot minim;•rapoartele de transmitere ale treptelor (cu excepţia prizei directă) se obţin prin douăangrenaje: angrenajul permanent şi angrenajul treptei respective. Rezultă lărgireagamei de valori pentru rapoartele de transmitere, dar scade randamentul;•dacă CV este fixată direct pe carterul ambreiajului, Ap coincide cu arborele ambreiajului.

2.1.2 O altă soluţie de schimbător de viteze cu doi arbori este prezentat în figura 5.70:

Schema cinematică şi de funcţionare a unei CV cu trei arbori şi 5 trepte pentru mers înainte şi una pentru mers înapoi:

Cuplarea uneia dintre treptele de mers înainte se face prin intermediul mecanismelor decuplare sincronizate. Datorită coaxialităţii între AP(angrenaj permanent) şi AS, prin deplasare axială la stânga amanşonului de cuplare a sincronizatorului s2se obţine o legătură directă între cei doi arbori,numită priză directă (i = 1). Această situaţie corespunde treptei IV. Cuplarea treptei de mers înapoi se face similar construcţiei cu doi arbori.

2.1.3. Prezentarea solutiilor constructive pentru componentele schimbatorului de vitezeLagărele CV sunt componente de sprijin pentru arbori, permitând fixarea şi ghidarea,rotaţia şi preluarea eforturilor pe timpul funcţionării.Lagărele de rostogolire (rulmenţi) sunt cele mai răspândite la CV deoarece seadaptează ungerii prin barbotare. Clasificarea rulmenţilor CV şi caracteristicile lor sunt prezentate în tabelul următor:

Montarea rulmenţilor depinde de tipul lor. La rulmenţii cu bile sau cu role cilindrice,inelul interior se montează cu strângere iar inelul exterior cu alunecare, pentru evitarea deteriorării lagărului prin diminuarea jocului de

funcţionare.Rulmenţii cu role conice se montează în general pe arbore, în opoziţie în X.Forţele axiale pot fi preluate şi printr-un rulment compus –rulmentul biconic, care simplifică construcţia.Roţile dinţate au dantură înclinată, cu profil în evolventă, care asigură sporirea capacităţii portante a danturii, permite corectarea danturii şi realizează funcţionarea fără zgomot.Roţile dinţate cu dinţi drepţi sunt simple şi ieftine dar funcţionează zgomotos şi se uzează rapid. De regulă se folosesc la realizarea treptei de mers înapoi, când se utilizează angrenaje decuplabile cu roţi baladoare. Dantura înclinată se foloseşte întotdeauna când rotile dintate sunt în angrenare permanentă.Avantaje: sunt rezistente, permit micşorarea distanţei între axe, funcţionează uniform şi cu zgomot redus. Dezavantaje: - determină apariţia forţelor axiale care trebuiesc preluate; - Se reduce randamentul, datorită frecărilor suplimentare dintre roţi, precum şi dintre roţi şiarbore;- creşte lungimea CV prin introducerea elementelor de cuplare.Unghiul de înclinare are valori cuprinse între 20...30o, crescătoare de la prima spre ultima treaptă de viteză.Pentru roţile AI, prin alegerea corespunzătoare a înclinării danturii, încărcările axiale pot fi anulate sau mult reduse.La roţile dinţate ale treptelor superioare, unde rapoartele de transmitere sunt reduse şiroţile au dimensiuni apropiate, se foloseşte uneori corectarea danturii prin modificareaunghiului de angrenare de la 20grade la 17grade30’ sau la 14grade. Prin reducerea unghiului de angrenareα, gradul de acoperire creşte iar presiunea normală pe dinte scade.Deoarece roţile libere participă la realizarea treptelor de viteză prin solidarizarea lor cu arborele de susţinere prin intermediul mecanismelor de cuplare, ele sunt prevăzute cu danturi de cuplare. În vederea unei cuplări uşoare, danturile de cuplare se execută cu module mici,astfel ca la diametre de divizare reduse să se dispună de un număr cât mai mare de dinţi.Roţile dinţate din CV se execută din oţel aliat, respectiv oţel aliat superior, la care se aplică diferite tratamente termice sau termochimice. Miezul dintelui trebuie să fie tenace, pentru a suporta sarcinile mari de şoc şi suficient de rezistent la încovoiere, iar suprafeţele decontact să fie dure, spre a rezista la uzură.

Mecanismele de cuplare a treptelorServesc pentru solidarizarea roţilor libere cu arborii pentru realizarea treptelor de viteză asigurând egalarea vitezelor unghiulare ale roţilor conducătoare şi condusă înaintea cuplării.În funcţie de gradul de perfecţiune, un sincronizator este compus din : dispozitivul de cuplare, dispozitivul de fixare, dispozitivul de sincronizare şi dispozitivul de blocare(interzicere a cuplării).Sincronizatoarelea) Sincronizatorul conic cu presiune constantă

Acesta a fost primul tip de sincronizator folosit pe automobil. După apariţia sincronizatoarelor inerţiale, acestea mai sunt folosite doar în cazul transmisiilor ce conţin ambreiaje multidisc, unde decuplarea nu este completă, făcând foarte dificilă cuplarea inerţială a roţilor.Un astfel de sincronizator este prezentat în figura urmatoare:

a) Sincronizatoare conice cu inerţie

Acestea au o construcţie mai complicată decât cele de presiune constantă, însa înlătură principalul dezavantaj al acestora: nu asigură în orice condiţii egalarea vitezelor unghiulare, ceea ce duce la o cuplare foarte dificilă, chiar distructivă, a ansamblului. În plus, acestea au şi dispozitive speciale de blocare, care permit cuplarea treptelor numai după egalarea vitezelor unghiulare. Şi acestea la rândul lor pot fi de mai multe feluri:

- Cu inele de blocare şi dispozitiv de fixare cu bile

Deoarece lăţimea ferestrelor (16) aflate pe inel este cu jumătate din pasul danturii mai mare decât cea a crestăturilor (15) aflate pe manşon, dinţii inelului şi cei ai manşonului vor fi decalaţi nepermiţând trecerea coroanei culisante (10). Atunci când se egalează vitezele, cele două danturi se aliniază, permiţând elementului de cuplare să ajungă pe manşonul pinionului.

O soluţie constructivă a sincronizatoarelor conice cu inerţie şi cu inele de blocare şi dispozitiv de faxare cu bile este prezentată în figura urmatoare:

O altă variantă constructivă este cea ce are în locul dispozitivului de fixare cu bile, un dispozitiv de fixare cu pastile şi inele elastice. Acest tip este prezentat în figura urmatoare:

Carterul CV:-reuneşte elementele ansamblului CV şi le menţine în poziţie de funcţionare;-protejeză organele interne de mediul exterior;-conservă uleiul necesar ungerii şi răcirii elementelor aflate în mişcare relativă;-permite fixarea ansamblului transmisiei pe carterul motorului în cazul grupuluimotopropulsor compact;-înglobează mecanismele centralew ale punţii motoare (transmisia centrală şidiferenţialul) în cazul transmisiilor organizate după soluţia „totul în faţă”.Cerinţe:-să fie rigid, uşor, etanş şi bine ventilat; -să asigure antifonare;-să evite amplificarea vibraţiilor provenite de la angrenaje şi de la motor (prinnervurarea corespunzătoare a pereţilor ansamblului);-să evacueze rapid căldura pe timpul funcţionării.

MaterialeComplexitatea, forma şi aspectul pieselor variază în funcţie de: materialele utilizate (aluminiu sau fontă) şi procedeul de turnare a semifabricatelor.Alegerea materialului depinde atât de aspecte funcţionale, de încărcare şi de zgomot cât şi de aspecte tehnologice.Carterele CV ale autoturismelor şi autoutilitarelor uşoare se toarnă din aliaje de aluminiu: AS 10U4 la turnarea sub presiune a pieselor de serie mare; AS 9U4 la turnarea în cochilă metalică a pieselor de serie medie; AS 5U3 la turnarea în forme de nisip a pieselor prototip şi serie foarte mică.Ventilaţia carteruluiÎn carterul Cv temperatura poate urca până la 150 0CC şi poate atinge 170 oC la nivelul suprafeţelor de frecare ale sincronizatoarelor. Datorită acestui fapt are loc o dilatare a aerului şi creştere a presiunii.Pentru a se veita scurgerile de ulei, CV sunt echipate cu o supapă de aerisire, ce permite ieşirea sau intrarea aerului, dar opreşte trecerea particuleor solide sau lichide.Amplasarea supapei se face în partea superioară a carterului, într-o zonă în care aceasta este protejată de stropii de ulei.Etanşarea carterului CVÎn general, etanşarea AP se realizează sub formă de labirint simplu în spirală cu filet dreapta, pentru capac şi filet stânga pentru arbore, deoarece motoarele de automobil se rotesc spre dreapta. În majoritatea cazurilor, spirala (şanţul de eliminare a uleiului) se execută pe capacul anterior., dar sunt şi cazuri în care se execută pe arbore. Labirintul este umplut cu unsoare consistentă. Acest tip de etanşări funcţionează eficient la turaţii ridicate.Datorită faptului că AS comunică în general cu exteriorul, iar treptele inferioare au o viteză unghiulară mai redusă, labirintul simplu nu mai corespunde. Din această cauză, la toţi arborii care comunică cu exteriorul au atanşare cu elemenţi-manşetă, confecţionaţi dintr-un material sintetic rezistent la ulei (cauciuc sintetic sau piele crom), menţinute apăsate pe arbori prin intermediul unui arc inelar. Aceste elemente poartă denumirea de simeringuri.Capacele carterului CVCapacul superior serveşte la montarea mecanismului de acţionare al SV, la sistemul de acţionare directă.Capacul anterior serveşte la fixarea lagărului posterior al AP şi la ghidarea manşonului rulmentului de presiune al ambreiajului.. Centrarea capacului faţă de arbore se face pe inelul exterior al rulmentului.Capacul posterior serveşte la fixarea lagărului posterior al arborelui secundar. În el se găsesc montate elementele de etanşare şi dispozitivul de acţionare al vitezometrului..Capacele laterale servesc la închiderea ferestrelor de control ale prizei de forţă, sau la unele SV cu acţionare directă, la montarea mecanismului de acţionare.Comanda cuplarii treptelor de vitezeSistemul de acţionare al CV în trepte este un ansamblu de elemente mecanice prin intermediul cărora, conducătorul auto impune un anumit mod de funcţionare al acesteia.Serveşte la cuplarea şi decuplarea treptelor de viteză. Algerea treptei de viteză, respectiv a raportului de transmitere, pentru diferite condiţii de deplasare se poate face manual, de către conducătorul auto, semiautomat sau automat.

Cerinţe:- simplitate cinstructivă; - siguranţă în funcţionare;- preţ de cost scăzut;- efort minim din partea conducătorului;- întreţinere uşoară.Sistemul de acţionare directă se utilizează la automobilele la care cutia de viteze este în apropierea postului de conducere (la autoturismele organizate după soluţiile „clasică” sau „totul în faţă”). La acest sistem, maneta de acţionare este dispusă pe capacul schimbătorului de viteze.Construcţia şi organizarea elementelor sistemului de acţionare a CV sunt în concordanţă cu poziţia postului de conducere faţă de CV (la distanţă sau suprapuse) şi cu poziţia grupului motopropulsor (transversal sau longitudinal).Principalele elemente componente ale sistemului de acţionare directă a CV sunt prezentate în figura următoare:

Sistemul de acţionare directă a CV

1-manetă; 2-arc; 3,4-furci de cuplare; 5,6-tijele furcilor de cuplare; 7-capac; 8-articulaţie sferic.Această soluţie nu este recomandată în cazul autobuzelor şi autocamioanelor mari, deoarece efortul necesar acţionării este foarte mare.Maneta (levierul de comandă) poate fi montată la podea, deasupra CV, pe coloana volanului sau în bord. Serveşte pentru a comanda deplasarea în mod independent a manşoanelor baladoare alemecanismelor de cuplare din CV.Mişcarea levierului se face după două direcţii: una perpendiculară pe axa longitudinală a automobilului ce realizează selectarea vitezei, iar cealaltă paralelă cu axa longitudinală a automobilului ce realizează cuplarea sau decuplarea treptei (deplasează axial manşonul balador).Furcile de comandă determină deplasarea axială a fiecărui manşon balador al sincronizatoarelor în vederea cuplării sau decuplării treptelor de viteză.Mişcarea de translaţie a manşoanelor poate fi realizată de către furcă prin deplasare axială (furci culisante) sau prin mişcare de rotaţie (furci articulate). Ultimele se folosesc când sunt necesare deplasări mari pentru elementele baladoare. Transmiterea mişcării de la furca aflată în mişcare pendulară la manşonul balador se face prin intermediul unor patine oscilante, montate la extremitatea braţelor.Furcile se confecţionează prin turnare din oţel, fontă alamă sau aluminiu şi se asamblează cu axul prin ştift elastic sau şurub. În acest caz patinele sunt acoperite cu molibden sau mase plastice.Furcilemai pot fi cinfecţionate şi prin ambutisare din tablă de oţel care se fixează pe ax prin sudare. Patinele din masă plastică sunt fie injectate direct pe suportul metalic, fie montate prin clipsare.Tijele furcilor de cuplare au formă cilindrică. Sunt confecţionate din oţel şi au se montează în carterul CV paralel cu arborii. Ghidarea faţă de carterul Cv se face fie prin bucşi de bronz grafitat, sinterizate, fie prin ghidaje cu bile care asigură reducerea efortului de manevrare.Pe suprafaţa axului, în majoritatea cazurilor, sunt practicate canalele dispozitivelor de fixare a furcii şi dispozitivelor de zăvorâre a axelor.Dispozitivul de fixare a treptelor are rolul de a menţine CV într-o anumită treaptă sau la punctul mort, până la intervenţia conducătorului auto. El acţionează de regulă asupra tijelor furcilor, evitând deplasarea accidentală a acestora sub efectul inerţiei sau al vibraţiilor.Pentru fixarea treptelor, fiecare tije culisantă are la partea superioră trei locaşe semisferice în care intră o bilă apăsată de un arc. Locaşurile extreme corespund celor două trepte care se obţin cu furca respectivă, iar cel din mijloc punctului mort.

Dispozitivul de siguranta a treptelor indeplineşte următoarele funcţii:- nu permite cuplarea simultană a două sau mai multe trepte;- nu premite cuplarea unei alte trepte când schimbătorul de viteze se află într-o treaptă oarecare.Pentru satisfacerea acestor condiţii, la trecerea de la o treaptă la alta, maneta de acţionare trebuie să treacă prin punctul mort.Dispozitivul de blocare a treptelor poate fi cu disc, cu ştift, cu potcoavă, etc.Zăvorârea cu cu disc este simplă. Pentru utilizarea unui singur element intermediar (zăvorul disc), axele furcilor sunt aşezate echidistant. Fiecare dintre axe dispune de o degajare: pentru poziţia neutră a CV ele sunt faţă în faţă (fig. a); în aceste degajări se aşează discul de zăvorâre.

Zăvorârea cu disca-punctul mort; b-treaptă cuplatăDiametrul discului este astfel ales încât dacă discul intră complet în două dintre degajări, cea de-a treia rămâne liberă.În cazul deplasării uneia dintre axe (fig. b), discul are tendinţa de a intra în degajările celorlalte două. Fiind fixat axial într-un canal practicat în carter, axele neutilizate sunt asfel zăvorâte.Zăvorârea cu ştifturi este cea mai utilizată soluţie, deoarece este adaptabilă oricărui mod de dispunere a axelor (figura următoare).În cazul dispunerii în triunghi a axelor (fig. a), dispunerea ştifturilor nu este în acelaşi plan, fapt ce oferă mari avantaje tehnologice în ceea ce priveşte posibilităţile de practicare a alezajelor acestora.La deplasarea unui ax, ştifturile aflate între el şi celelalte două se deplasează axial către acestea, pătrund în degajările lor şi le blochează, împiedicându-le mişcarea.

Zăvorârea cu ştifturia-axe dispuse în triunghi; b-axe dispuse coplanarÎn cazul dispunerii coplanare a axelor (fig. b), un ştift traversează alezajul practicat în axul central (B), determinând şi blocarea axului (C), când axul (A) este blocat