Cutia de distributie - constructia cutiei de distributie

CUTIA DE DISTRIBUTIE

1 CONSTRUCTIA CUTIEI DE DISTRIBUTIE

1.1 Generalitati

Automobilele de teren, destinate sa circule pe drumuri grele, pentru a putea folosi intreaga lor greutate ca greutate aderenta, au toate puntile motoare. Pentru a putea transmite momentul motor la toate puntile, aceste automobile sunt echipate cu un distribuitor sau un reductor distribuitor. Dupa numarul de trepte si in functie de modul in care se evita „circulatia de putere”, distingem urmatoarea clasificare (figura 1):

Fig. 1 Clasificarea cutiilor de distributie

Distribuitoarele au rolul de a distribui momentul motor la puntile motoare, fara insa ca sa il modifice. In fapt, ele sunt reductoare-distribuitoare cu o singura treapta avand raportul de transmitere egal cu unitatea. De regula distribuitoarele se utilizeaza la automobilele cu mare capacitate de trecere, prevazute cu un schimbator de viteza care asigura numarul necesar de trepte si raportul de transmitere necesar pentru treapta inferioara.

a)     Distribuitorul cu dispozitiv pentru decuplarea puntii din fata (distribuitor cu comanda prin blocare).

Distribuitor cu dispozitiv pentru decuplarea puntii din fata

1-r.d.AI; 2-AP distribuitor (este si AS al CV); 3-r.d. AP; 4-AI; 5-r.d. AS;

6-coroana mufa de cuplare; 7-manson; 8-AS

Carterul distribuitorului este fixat de carterul CV, iar AS 2 al CV este in acelasi timp si AP al distribuitorului.

Transmiterea momentului la puntea din spate se face direct de la AS al CV. La puntea din fata, momentul se transmite de la arborele primar 2 al distribuitorului la AS 8 prin intermediul r.d. 3, 1 si 5. R.d. 1 este libera pe AP 4, iarr.d. 5 este momtata libera pe arborele 8.

Solidarizarea in rotatie a r.d. 5 cu arborele 8 se face prin intermediul unui dispozitiv de cuplare compus din mansonul 7 si coroana 6. Mansonul 7 este montat pe arborele 8 prin intermediul unor caneluri, iar coroana 6 se poate deplasa axial pe dantura exterioara a mansonului 7. Pentru cuplarea puntii din fata, coroana 6 se deplaseaza spre stanga pana cand dantura sa interioara va angrena cu dantura auxiliara a rotii 5. In felul acesta r.d. 5 se solidarizeaza cu arborele 8, care este legat de puntea din fata prin intermediul unei transmisiii cardanice.

b)     Distribuitorul cu cuplaj unidirectional

Distribuitor cu cuplaj unidirectional

1-     AP distribuitor (este si AS al CV); 2-arbore pentru antrenarea puntii din spate; 3,4,5-r.d.; 6-AS; 7`-cuplaj cu clichet pentru mers inainte; 7- cuplaj cu clichet pentru mers inapoi; 9-AI

La puntea din spate, momentul se transmite direct de la AS 1 al CV, prin intermediul arborelui 2, iar puntea din fata este antrenata de la arborele 6.

La mersul inainte al automobilului, sub actiunea fortei axiale pinionul cu dinti inclinati 5 se deplaseaza spre dreapta si prin intermediul cuplajului cu clichet pentru mers inainte solidarizeaza pinionul cu arborele 6.

In cazul acestor distribuitoare, raportu de transmitere la puntea posterioara se face ceva mai mic (cu 68%) decat la puntea anterioara. In aceasta situatie, la rostogolirea tuturor rotilor fara patinare, viteza unghiulara a rotilor posterioare este mai mare decat a rotilor anterioare, iar viteza unghiulara a pinionului 5 este mai mare decat viteza unghiulara a arborelui 6. In felul acesta cuplajul unidirectional se decupleaza, iar intreg momentul motor se transmite la rotile puntii posterioare. In situatia in care rotile posterioare vor incepe sa patineze, atunci cuplajul cu clichet se cupleaza automat si rotile puntii anterioare devin si ele motoare.

Reductorul distribuitor este, practic, un schimbator de viteze, in general cu doua trepte. Existenta celor doua trepte ale reductorului distribuitor permite dublarea numarului de trepte al schimbatorului de viteze.

In figura 2 este prezentata schema cinematica, iar in figura 3 sunt prezentate elementele componente ale unui asfel de reductor.

Fig. 2 Schema cinematica a unui reductor-distribuitor cu dispozitiv pentru decuplarea puntii anterioare

1-arbore primar; 2- pinion arbore primar; 3- pinion arbore secundar punte spate;   

4- arbore secundarpunte spate; 5,9- roata dintata arbore intermediar; 6- pinion arbore secundar punte fata; 7- carter; 8- arbore secundar punte fata; 10- arbore intermediar;

11- mufa de cuplare

Fig. 3 Reductor-distribuitor cu dispozitiv pentru decuplarea puntii anterioare

1-flansa; 2-arbore primar; 3-pinion arbore primar; 4-pinion arbore secundar punte spate; 5-arbore secundarpunte spate; 6-tambur; 7,11-roti dintate arbore intermediar; 8- pinion arbore secundar punte fata; 9-carter; 10- arbore secundar punte fata; 12-arbore intermediar; 13-mufa de cuplare

Reductorul-distribuitor are doua trepte, una cu raportul de transmitere i_r1 = 1 si cealalta cu raportul de transmitere i_r2 = 1,9.

Treapta cu raportul de transmitere 1 se obtine prin cuplarea pinionului 3 de pe arborele primar cu dantura interioara a pinionului 4 de pe arborele secundar 5. In acest fel, miscarea se transmite direct de la arborele primar la arborele puntii din spate. In acelasi timp, miscarrea se transmite de la pinionul 4 la pinionul 7 si pinionul 8. Cuplarea puntii din fata se realizeaza prin deplasarea spre dreapta a mufei de cuplare 13, pana cand dantura sa exterioara va angrena cu dantura interioara a pinionului 8, care este liber pe arborele 10.

Treapta cu raportul de transmitere 1,928 se obtine prin cuplarea pinionului 3 cu pinionul 11 de pe arborele intermediar 12.

Acest tip de reductor-ditribuitor este cel mai raspandit la automobilele actuale datorita simplitatii constructive. Reductorul-distribuitor are un randament ridicat la deplasarea cu puntea anterioara decuplata, deoarece rotile dintate ale reductorului-distribuitor nu sunt sub sarcina. In schimb, cand este cuplata puntea anterioara, momentul se transmite prin toate rotile reductorului-distribuitor.

1.2 Calculul reductorului-distribuitor cu dispozitiv pentru decuplarea puntii anterioare

Deoarece reductorul-distribuitor este practic un schimbator de viteze cu doua trepte, calculul de dimensionare si verificare se va face similar cu acestea.

Conform predimensionarii efectuate anterior, rapoartele de transmitere ale reductorului-distribuitor vor fi: i_cr1 = 1;    i_cr2 = xx

Tot in vederea predimensionarii se adopta urmatoarele valori: latimea lagarelor

B = xx mm; latimea rotilor dintate l_d = xx mm; jocul dintre rotile dintate si carter j = xx mm; jocul dintre rotile dintate j = xx mm. [5]

a) Calculul distantei dintre axe si a greutatii schimbatorului de viteze

Distanta C dintre axele arborilor se predimensioneaza cu relatia:

C = 26. (M_max)^1/3 [mm] (2.1)

relatie in care M_max se exprima in daN.m. Rezulta:

C = xx mm

Aceasta distanta urmeaza a se definitiva la calculul rotilor dintate.

Greutatea cutiei de distributie se calculeaza orientativ cu relatia:

G_R = a. C³ [daN] (2.2)

relatie in care a este un coeficient care tine seama de tipul schimbatorului de viteza, iar C – distanta dintre axe masurata in cm.. Pentru un reductor-distribuitor cu doua trepte a = 0,04:

G_R xx daN

b) Calculul rotilor dintate

Calculul rotilor dintate consta in determinarea numarului de dinti si definitivarea rapoartelor de transmitere; calculul danturii la incovoiere; verificarea danturii la oboseala; verificarea danturii la presiunea superficiala.

a) Determinarea numarului de dinti si definitivarea rapoartelor de transmitere ale schimbatorului de viteze

La determinarea numarului de dinti ai rotilor dintate trebuie sa fie indeplinite urmatoarele cerinte:

- realizarea pe cat posibil a rapoartelor de transmitere determinate la etajarea reductorului-distribuitor, tinand seama ca rotile dintate au un numar intreg de dinti;

- alegerea pentru pinioanele cu diametrele cele mai mici a numarului de dinti apropiat de numarul minim de dinti admisibil, pentru a se asigura compactitatea schimbatorului de viteze.

Referat: Constructii sigure la cutremure - antecalculare statica a caselor din manta din beton pentru zonele seismice Referat: Abateri admisibile pentru elemente de beton si beton armat

Distanta C dintre axele arborilor poate fi exprimata in functie de razele rotilor dintate aflate in angrenare:

C = r_d1 + r_d1’ = r_d2 + r_d2’ (2.3)

in care r_d este raza cercului de diviziune.

Daca tinem seama de relatia dintre raza r_d, modulul m si numarul de dinti z al unei roti dintate, relatia (2.3) pentru dinti drepti devine:

C = 0,5.m_1,1’ (z₁ + z_1’) = 0,5.m_2,2’.(z₂ + z_2’) (2.4)

sau daca toate rotile au acelasi modul:

z₁ + z_1’ = z₂ + z_2’ (2.5)

Pentru reductoarele-distribuitoare ale autoturismelor se recomanda ca valoarea constantei C₁ sa fie cuprinsa intre 45…55 de dinti.

Determinarea numarului de dinti, pentru reductoarele-distribuitoare se face pornind de la expresiile rapoartelor de transmitere si tinand seama de consideratiile facute.

In reductorul-distribuitor proiectat, cea mai mica roata este pinionul de pe arborele primar pentru treapta II de viteza, z_2. Pentru acesta, valoarea minima a numarului de dinti este:

z_2min = 17. cos _’ (2.6)

Din STAS 822-82 se adopta pentru modul valoarea m = 2,25 si tinand seama ca dantura este dreapta, cos _’ = 1. Rezulta:

z_2min = 17

Adopt z_1min = 17 dinti 14 (numarul minim admisibil de dinti).

Cunoscand raportul de transmitere al angrenajului permanent, putem calcula numarul de dinti z_1’ ai rotii conduse, aflata pe arborele secundar:

z₂ = z₂. i_R2 (2.7)

Adica:

z₂ = xx

Se adopta z_2’ = 32 dinti

In acest moment se poate determina cu precizie marimea distantei dintre axe, folosind relatia:

C = m. (z₁ +z_1’)/2. cos₁ (2.8)

Rezulta:

C = xx mm

z₁ = 2.C. cos_2’m.(1 + i_R2) = xx

Se adopta z₂ = xx dinti

z_1’ = z₁. i_cv2

z_1’ = xx dinti

In baza datelor obtinute, folosind relatia(2.11), rezulta urmatoarele rapoarte de transmitere finale:

i_cvk = z_k’/z_k (2.9)

i_R1 = z_1’/z₁ = xx

i_R2 = z_2’/z₂ = xx

b) Calculul geometric al angrenajului

Expresia modulului frontal m_f este data de relatia:

m_fk = m/cos _ (2.10)

iar pentru coeficientul inaltimii capului de referinta normal f_om adoptam valoarea f_om = 1.

Cunoscand aceste marimi se poate efectua calculul propriuzis al angrenajului pentru fiecare treapta in parte.

Pentru treapta I:

Diametrele de divizare:

D_dk = m_fk. z_k = m. z_k/cos _k                            (2.11)

D_dk’ = m_fk. z_k’ = m. z_k’/cos _k

Diametrele exterioare:

D_ek = D_dk + 2.m.(1 + _)

(2.12)

D_ek’ = D_dk’ + 2.m.(1 + _k’)

Diametrele interioare:

D_ik = D_dk - 2.m.(f_om + _)

(2.13)

D_ik’ = D_dk’ - 2.m.(f_om + _k’)

Inaltimea dintilor:

h = 0,5.(D_e – D_i)             (2.14)

Am optat pentru urmatoarele valori ale lui 

- pentru treapta II  pentru treapta I  [5]

Tab 2.2

Dimensiunile geometrice ale angrenajului

c)     Calculul de rezistenta si de verificare al angrenajelor de roti dintate

1)     Calculul danturii la incovoiere

Pentru calculul danturii la incovoiere am utilizat metoda Lewis, care este cea mai raspandita pentru calculul la incovoiere al danturii angrenajelor schimbatoarelor de viteze ale automobilelor.

In cazul rotilor dintate cu dantura inclinata, solicitarea la incovoiere in sectiunea periculoasa este data de relatia:

_i = F_t1/(b₁.p₁.y) (2.15)

Daca inlocuim: b₁ = b/cos ; p₁ = p. cos ; F_t1 = F_t/ cos 

obtinem:

_i = F_t/(b.p.y. cos ) (2.16)

relatie in care

- F_t reprezinta forta tangentiala maxima, care solicita dintele la incovoiere.

F_t = M_t/r_d1 (2.17)

cu: M_t – momentul maxim transmis de motor M_t = 3330 daN.cm; r_d1 – raza de divizare a rotii cu cel mai mic numar de dinti.

Rezulta:

F_t = xx daN

- b reprezinta latimea danturii. Din recomandarile literaturii de specialitate [5], am optat pentru valoarea b = 1,8 cm;

- p este pasul danturii. Valoarea lui se determina cu relatia: p = b/adoptand pentru valoarea 2 [5].

p = 1,8/2 = 0,9 cm

y este un coeficient de forma a dintelui. Am adoptat pentru acest coeficient valoarea 0,6 [5].

Dantura fiind dreapta cos 

Inlocuind obtinem:

_i = xx daN/cm².

Cum _a = 3000…5500 daN/cm², rezulta ca _I _a.

2)     Calculul danturii la presiunea de contact

Presiunea superficiala sau efortul unitar de contact are o mare influenta asupra duratei de functionare a rotilor dintate. Rezistenta cea mai mare la prsiunea de contact o au pinioanele cementate.

Efortul maxim unitar de contact se determina cu formula lui Hertz:

p_max = 0,418 (F_t.E/b.cos)^1/2.(1/₁ + 1/₂)^1/2 (2.18)

relatie in care:

Ft – forta tangentiala; E = 2,1. 10⁶ daN/cm² (modulul de elasticitate pentru otel);  = 20^o – unghiul de angrenare;  - razele de curbura care se calculeaza cu relatiile:

_ = r_d1.sin / cos²

(2.19)

_ = r_d2.sin / cos²

Prin inlocuire se obtin valorile:

_ = xx cm

_ = xx cm

Rezulta:

p_max = xx daN/cm²

Efortul unitar admisibil de contact este dat de relatia:

p_a = p_N/c (2.20)

in care:

p_N este efortul unitar de contact la oboseala pentru un anumit numar de cicluri echivalente N_c;

c – coeficient de siguranta; c = 1,2 [5].

Efortul unitar p_N se calculeaza cu relatia:

p_N = k. H. (N_b/N_c)^1/6 (2.21)

unde:

k este un coeficient care tine seama de calitatea materialului. Pentru otelurile aliate cu Cr si Ni, k = 265…310 [5].

Se adopta valoarea

k = 290

H –duritatea danturii. H = 62;

N_b – numarul de cicluri de baza. N_b = 10⁷;

N_c - numarul de cicluri echivalente. Nc = 101.10⁴ cicluri.

Prin inlocuire rezulta.

p_N = xx daN/cm²

si.

p_a = xx daN/cm²

Rezulta ca p_max p_a.

d) Calculul arborilor

a)     Determinarea schemei de incarcare si calculul reactiunilor

Fig. 2.4 Schema de incarcare generala

Calculul reactiunilor arborelui primar

Se utilizeaza urmatoarele relatii de calcul, in care elementele utilizate sunt cele calculate sau adoptate anterior:

L₁ = l₁ + l₂

F_t = M_t/r_dk

F_r = F_t. tg /cos                  (2.22)

F_a = F_t. tg                             (2.23)

R_AH = F_tk. l₂/L₁                        (2.24)

R_AV = (F_rk. l₂ + F_ak. r_dk)/L₁     (2.25)

R_A = (R²_AH +R²_AV)^1/2 (2.26)

R_BH = F_tk. l₁/L₁                        (2.27)

R_BV = (F_rk. l₁ - F_ak.r_dk)/L₁ (2.28)

R_BA = F_ak (2.29)

R_B = (R²_BH +R²_BV + R²_BA)^1/2   (2.30)

Calculul reactiunilor arborelui secundar

L₂ = l₃ + l₄ + l₅                        (2.31)

M_c = M_max. i_cvk . i_o. _t           (2.32)

F’_t = 2. M_c/m_fk. z’_k (2.33)

F’_a = F’_t.(tg . sin _k + sin _mk. cos _k)/cos _mk (2.36)

F’_r = F’_t.(tg . cos _k - sin _mk. sin _k)/cos _mk  (2.34)

R_CV = [F’_tk. l₅ + F’_rk.(l₂ + l₃) – F’_ak. r’_dmk – F’_ak. r_dk]/L₂ (2.35)

R_CH = [F _tk. l₅ – F_t.(l₂ +l₃ )]/L₂ (2.36)

R_DV = (F _tk. l₄ – F_tk. l₃) /L₂     (2.37)

R_DH = (F’_rk. l₄ + F’_ak .r’_k – F’_r. l₃ + F’_a. r_dm)/L₂       (2.38)

R_DA = F’_ak - F_ak                       (2.39)

Deoarece solicitarile maxime se intalnesc in treapta II a reductorului-distribuitor, vom face calculul numai pentru aceasta treapta.

Fig. 2.5 Schema de incarcare a arborelui primar

L₁ = l₁ + l₂ = xx mm.

F_t2 = xx N

F_r2 = F_t. tg /cos _ xx N

F_a2 = F_t. tg _ xx N

R_AH = F_t2. l₂/L₁ = xx N

R_AV = (F_r2. l₂ + F_a2. r_d2)/L₁= xx N

R_A = (R²_AH +R²_AV)^1/2 = xx N

R_BH = F_t2. l₁/L₁ = xx N

R_BV = (F_r2. l₁ - F_a2.r_d2)/L₁ = xx N

R_BA = F_a2 xx N

R_B = (R²_BH +R²_BV + R²_BA)^1/2 = xx N

Fig. 2.6 Schema de incarcare a arborelui secundar

L₂ = l₄ + l₅ = xx mm

M_c2 = M_max. i_R2 . i_o. _t = xx m

F’_t2 = 2. M_c/m_f1. z’₁ = xx N

F’_a = F’_t.(tg . sin ₁ + sin _m1. cos ₁)/cos _m1 = xx

F’_a1 = xx N

F’_r = F’_t.(tg . cos ₁ - sin _m1. sin ₁)/cos _m1 = xx

F’_r2 = xx N

R_R2 = [F’_t. l₅ + F’_r.(l₂ + l₃) – F’_a. r’_dm – F’_a. r_d]/L₂ = xx N

R_CH2 = [F’_t. l₅ – F_t.(l₂ +l₃ )]/L₂ = xx 1462 N

R_DV2 = (F’_t. l₄ – F_t. l₃) /L₂ = xx N

R_DH2= (F’_r. l₄ + F’_a.r’_d – F’_r. l₃ + F’_a. r_dm)/L₂ = xx N

R_DA = F’_a - F_a = xx N      

e) Calculul momentelor

Si in cazul momentelor facem calculul numai pentru treapta II care este cea mai solicitata.

Arborele primar

In planul vertical xoz:

M_A = 0

M_1S = -R_AV. l₁ xx N.m;

M_1D = - R_BV. l₂ = xx N.m;

M_B = 0

In planul orizontal xoy:

M_AH = 0

M₁ = R_AH. l₁ = xx N.m;

M_BH = 0

M_iA = (M_1AV² + M_1AH²)^1/2 = 0

M_1B = 0

M_t = xx N.m

Fig. 2.7 Diagrama de eforturi pentru arborele primar

Arborele secundar

Fig. 2.8 Diagrama de eforturi pentru arborele secundar

In planul vertical xoz:

M_DV = 0

M_2D = R_DV. l₅ = xx N.m

M_2S = R_DV. l₅ – F_a2. r’_d2 = xx N.m

M_CV = R_DV.. l₂ – F_a2. l₄ = xx N.m

M_SV = -F_a. r_dm = xx N.m

In planul orizontal xoy:

M_DH = 0

M_2H = - R_DH.l₅ = xx N.m

M_CH = - R_DH. l₅ + F’_t2. l₄ = xx N.m

M₂ = xx N.m

M_iD = 0

M_2D = xx N.m

M_2S = (M²_2SV + M²_2SH)^1/2 = xx N.m

M_2c = xx N.m

Determinrea lui M_ech:

_aiIII/_aiII = 0,675

cu:

_aiIII = 380 MPa;

_aiII = 260 MPa

M_echA = xx N.m

M_echB = 0

Calculul diametrelor necesare tronsoanelor arborilor:

Arborele primar

d₁ = (3 x M_ech1/3,1 _aiII)^1/3 = xx 39,2 mm

este diametrul in dreptul rotii treptei

d_A = (32 x M_echA/3,1 _aiII)^1/3 = xx mm

Arborele secundar

M_ech = [M_1C² + ( + M_IS)²]^1/2 = xx N.m

M_ech1 = [M_1D² + ( + M_IS)²]^1/2 = xx N.m

d_A = (32 x M_echA/3,1 _aiII)^1/3 = xx mm

f) Verificarea rigiditatii arborelui

a)     Arborele primar

f_H = F_t2 .l₁² .l₂²/3.L₁ .E .I

cu E = 2,1 .10⁵ N/mm²

I = . d⁴/64 = xx mm⁴

f_H = xx mm

f_V = F_r2 .l₁² .l₂²/3.L₁ .E .I

f_V = xx mm

f_I = (f_H² + f_V²)^1/2 = xx mm< 0,15 mm

b)     Arborele secundar

f_H = F _t2 .l₄² .l₅²/3.L₁ .E .I

cu E = 2,1 .10⁵ N/mm²

I = . d⁴/64 = xx mm⁴

f_H = xx mm

f_V = F _r2 .l₄² .l₅²/3.L₁ .E .I

f_V = xx mm

f_I = (f_H² + f_V²)^1/2 = xx mm< 0,15 mm