1. Caracterul solicitarilor transmisiei si prezentarea generala a metodelor de calcul

Determinarea solicitarilor reale la care sunt supuse organele transmisiei autovehiculelor militare este o operatie complexa, deoarece, pe timpul exploatarii, regimurile de functionare se modifica in permanenta si in mod absolut aleator. Regimurile respective pot fi: dinamice tranzitorii si dinamice stabilizate [4].
Regimurile de functionare dinamice tranzitorii se caracterizeaza prin variatii cu viteza mare in timp si in limite largi ale fortelor si momentelor care solicita piesele. Astfel de regimuri apar la pornirea de pe loc si demarajul autovehiculului, in timpul franarilor bruste fara decuplarea ambreiajului, la trecerea peste obstacole si denivelari mari etc.
Regimurile de functionare dinamice stabilizate sunt caracterizate de variatii, in domenii relativ inguste, in jurul unor valori medii ale fortelor si momentelor care solicita piesele. Caracterul de variatie a eforturilor unitare, in acest caz, poate fi periodic sau aleator. Astfel de regimuri apar la deplasarea autovehiculelor pe drumuri in stare buna si medie.
Rezulta ca solicitarile la care sunt supuse organele transmisiei autovehiculelor militare pot fi [4]:

• statice (constante) care cresc lent de la zero pana la valoarea nominala, marimea lor ramanand constanta. Astfel de solicitari apar ca urmare a aplicarii statice a greutatii autovehiculului si datorita fortelor care iau nastere la strangerea unor piese in timpul montajului;
• dinamice cu variatie brusca si in limite largi. Aceste solicitari iau nastere la functionarea in regimuri dinamice tranzitorii;
• variabile periodice, care apar in special la functionarea in regimuri dinamice stabilizate;
• variabile aleatoare, care pot sa ia orice valoare.

• in functie de momentul maxim al motorului M_M, fara sa se ia in considerare sarcinile dinamice care apar in timpul functionarii. Eforturile unitare reale (efective) s_ef (t_ef),obtinute prin calcul, se compara cu eforturile unitare admise s_ad (t_ad),ele putand fi cel mult egale:

s_ef (t_ef)  s_ad (t_ad).

In acest caz, influenta conditiilor de exploatare ale autovehiculului, respectiv a sarcinilor dinamice tranzitorii care iau nastere la cuplarea ambreiajului, la blocarea rotilor in timpul franarii fara ca ambreiajul sa fie decuplat sau ca urmare a unor prelucrari si echilibrari necorespunzatoare, este luata in considerare prin stabilirea unor valori mai mici ale eforturilor unitare admise, prin adoptarea unor coeficienti de siguranta mai mari, respectiv c=2,0…3,0 si atunci: s_ad(t_ad) = 

• in functie de valorile maxime ale momentului de torsiune din transmisie M_max , care ia in considerare si solicitarile dinamice tranzitorii ce apar in timpul functionarii. Valoarea momentului de torsiune de calcul, in acest caz, M_max se stabileste in functie de momentul maxim al motorului M_M si de coeficientul de incarcare dinamica K_d ,cu ajutorul relatiei:

K_d= 1,5 …2,0 – pentru autoturisme;
K_d= 2,0… 2,5 – pentru autocamioane;
K_d> 2,5 – pentru autovehicule de lupta.

Avand in vedere ca influentele conditiilor de exploatare, la utilizarea acestei metode ,s-au luat in considerare prin coeficientul de incarcare dinamica K_d, eforturile unitare reale (efective) pot fi apropiate de valorile limitei de curgere a materialelor.
O alta metoda de calcul este cea la solicitari variabile periodice, ce permite luarea in considerare mult mai amplu, dar nu in totalitate, a influentei conditiilor de exploatare asupra organelor transmisiei autovehiculelor. Metoda presupune: predimensionarea pieselor sau ansamblurilor, fie in comparatie cu alte constructii similare, fie printr-un calcul aproximativ bazat pe alegerea unei rezistente admisibile; determinarea coeficientului de siguranta admis ca limita, functie de rolul si cerintele fata de piesa calculata; stabilirea coeficientului de siguranta real pentru piesa sau ansamblul considerat si compararea lui cu cel admis [4].
Cele doua metode de calcul prezentate nu includ in procesul de proiectare solicitarile reale la care sunt supuse piesele. De asemenea, nu poate fi apreciata in mod satisfacator durata de functionare a pieselor, la care solicitarile se situeaza putin sub sau peste rezistenta la oboseala. Aceasta inseamna ca apare posibilitatea realizarii unor piese supradimensionate care sa reziste practic un numar nelimitat de cicluri la un consum nerational de material sau a unor piese care in exploatare sa aiba o rezistenta la oboseala insuficienta. Pentru a rezolva aceasta problema s-au stabilit metode de calcul a pieselor bazate pe rezistenta lor in exploatare.
Rezistenta in exploatare a unei piese, respectiv durata sa de viata, poate fi determinata atat pe cale experimentala, cat si prin calcul. Dar, datorita faptului ca instalatiile pentru incercari dupa program si experimentarile cu acestea sunt foarte costisitoare, s-au elaborat o serie de metode de calcul a rezistentei in exploatare, metode ce sunt prezentate pe larg in literatura de specialitate. Se elimina astfel cheltuielile legate de determinarea experimentala a rezistentei in exploatare, insa inconvenientul acestor metode consta in incertitudinea existenta asupra valorilor obtinute prin calcul, in comparatie cu cele ce pot fi aflate, in paralel, pe cale experimentala.
Rezulta ca pentru organele transmisiei, care in majoritatea situatiilor sunt supuse la solicitari aleatoare, dimensionarea pe baza rezistentei in exploatare este o masura de utilizare rationala a materialului, de usurare a constructiei si de micsorare a costului.

2. Elemente de calcul ale organelor transmisiei autovehiculelor militare

2.1. Ambreiajele mecanice

Dimensiunile principale ale ambreiajelor mecanice se determina din conditia transmiterii prin ambreiaj a momentului maxim al motorului M_M, pe seama fortelor de frecare realizate la cuplarea lina a ambreiajului [3].
a) determinarea coeficientului de siguranta
Pentru transmiterea sigura a momentului motor este necesar ca momentul de frecare M_a al ambreiajului sa fie mai mare decat momentul maxim al motorului M_M.
Raportul dintre M_a si M_M se numeste coeficient de siguranta al ambreiajului, drept urmare:
M_a = b M_M
Alegerea coeficientului de siguranta b se face tinand seama de tipul si destinatia autovehiculului, precum si de particularitatile constructive ale ambreiajului. Se recomanda urmatoarele valori [3]:

• b =1,1…1,4 – pentru autoturisme;
• b =1,4…2,0 – pentru autocamioane;
• b =2,0…3,0 – pentru autocamioane cu remorca;
• b >3 – pentru autovehiculele de lupta.

Se poate scrie:

l M_M = p (R²_max – R²_min)i

Raportul dintre raza minima si cea maxima este:

c = = 0,53…0,75

si deci: l M_M = p R²_max(1-c²)i , de unde R_max=

Orientativ, valoarea coeficientului l pentru ambreiajele ce echipeaza autocamioanele este l = 3, 5, …, 4 cm²/NΧ m.

Diametrul exterior D_max al garniturilor de frictiune rar depaseste 350…380 mm. Daca in urma calculului efectuat, valoarea acestuia este mai mare, atunci se recomanda utilizarea ambreiajului cu doua discuri de frictiune (de exemplu, ambreiajul ce echipeaza transmisia MLI-84). Nu trebuie scapat din vedere faptul ca discurile care vin in contact atat cu volantul, cat si cu placa de presiune, este indicat sa fie discuri de comanda. Acest lucru este necesar pentru a evita uzura prematura a volantului si a placii de presiune, piese mult mai scumpe in raport cu un disc.

c) calculul arborelui ambreiajului [4]

Sectiunea periculoasa a arborelui ambreiajului (arborele primar al cutiei de viteze) se afla pe lungimea canelurilor de-a lungul carora se deplaseaza butucul discului de frictiune, dupa cum se arata in fig. 1.
Momentul de torsiune pentru verificarea arborelui se considera momentul transmis de ambreiaj, majorat cu 20% pentru a tine seama si de eforturile de incovoiere:
 

M_t = 1,2ΧbΧ M_M,

t_s =; t_f =,

unde:

z – numarul canelurilor;
l – lungimea canelurilor;
b – latimea canelurilor.
Pentru autovehiculele ce functioneaza in conditii normale de drum se recomanda l=D_e, iar pentru autovehiculele de teren l=1,4D_e.

2.2. Rotile dintate si arborii

In mod obisnuit rotile dintate utilizate pentru organele transmisiei autovehiculelor sunt cilindrice cu dinti drepti sau inclinati si conice cu dinti drepti sau curbi [1].
Cerintele impuse rotilor dintate sunt multiple, dintre care mai importante sunt: rezistenta ridicata la oboseala si uzura, elasticitate ridicata, coeficient de frecare redus, prelucrabilitate usoara. Aceste cerinte sunt contradictorii, dar alegerea rationala a materialelor insotita de aplicarea unor tratamente termice corespunzatoare permit ca cerintele de mai sus sa fie satisfacute aproape in intregime.
De asemenea, de mare importanta este alegerea celui mai corespunzator procedeu de calare a butucilor rotilor dintate pe canelurile arborilor si in mod deosebit obtinerea prin tratament termic a unei duritati a canelurilor de cel putin 50 HRC.
Calculul rotilor dintate comporta urmatoarele etape [2]:
- predimensionarea urmareste determinarea distantei dintre axe, la angrenajele cilindrice sau determinarea marimii generatoarei exterioare de divizare, in cazul angrenajelor conice. Acestea se calculeaza dupa alegerea materialelor, a tratamentelor termice si a preciziei de executie, facandu-se referiri si la tehnologia de executie;
- dimensionarea prin care se determina modulul din conditia de rezistenta la incovoierea bazei dintelui, la ambele tipuri de angrenaje si, in plus, la cele conice din conditia de rezistenta la presiunea de contact. Se stabileste apoi numarul de dinti al celor doua roti dintate si se definitiveaza valoarea standardizata a modulului, dupa care se determina toti parametrii ai danturarii si angrenarii;
- verificarea incadrarii in limitele de executie si functionare corecta. Verificarea rezistentei se face atat la incovoiere cat si la presiunea de contact. Nesatisfacerea unuia din parametrii verificati impune modificari pentru incadrarea in limitele admisibile.
Arborii sunt solicitati la incovoiere si rasucire. Aceste solicitari dau nastere la deformatii elastice de incovoiere si rasucire care, daca depasesc limitele admisibile, conduc la o angrenare necorespunzatoare (legea de angrenare este compromisa, gradul de acoperire se micsoreaza si creste solicitarea danturii). De aceea, dimensionarea arborilor se face dupa considerente de rigiditate si nu de rezistenta, practica exploatarii autovehiculelor demonstrand ca deteriorarea arborilor se produce datorita oboselii materialului [4].
Calculul arborilor cuprinde: determinarea schemei de incarcare a arborilor, calculul reactiunilor din lagare, calculul momentelor incovoietoare si de torsiune, determinarea diametrului si verificarea la rigiditate [4].
De retinut este faptul ca la arborii canelati se alege din standarde un diametru interior de valoare egala cu diametrul rezultat din calcul.

2.3 Transmisia cardanica - calculul arborilor cardanici [1]
Acesti arbori se calculeaza la torsiune si se verifica la turatia critica si la deformatia de rasucire. In plus, se calculeaza si canelurile cuplajului de compensare.
Momentul de torsiune de calcul al arborilor cardanici se stabileste in functie de locul pe care acestia il ocupa in lantul cinematic al transmisiei, cu urmatoarea relatie:
M_cm = M_{u max}i_{mch mc}
unde:
M_{u max} – momentul motor util maxim;
i_mc – raportul de transmitere dintre motor si arborele respectiv;
h_mc – randamentul transmisiei dintre motor si arborele ce se calculeaza.
In cazul cand autovehiculul este prevazut cu frana pe transmisie (autocamioanele SR, transportoarele amfibii blindate), arborii cardanici si articulatiile lor se verifica la rezistenta in functie de momentul de franare la limita de aderenta. Momentul de calcul va fi:

M_c = m_2fz_2f,

unde:
m_2f – coeficientul de incarcare dinamica a puntii din spate in timpul franarii;
z₂ – reactiunea normala statica a solului asupra rotilor puntii franate;
f – coeficientul de aderenta a rotilor cu terenul. In calcule se ia f =0.7;
r_r – raza de rulare a rotii;
i₀ – raportul de transmitere al reductorului central.
Verificarea arborilor cardanici la turatia critica se face cu urmatoarea relatie:
n_cr = (1,2…2,0)n_max
unde n_max este turatia maxima a acestora.
Aceasta verificare este necesara datorita faptului ca din cauza neuniformitatii materialului in lungul arborelui cardanic si inexactitatii la montaj, la functionarea cu turatie ridicata apar forte centrifuge care determina intrarea in vibratie a arborelui, ceea ce poate duce la distrugerea lui.

b) calculul articulatiilor cardanice [1]

La articulatiile cardanice se calculeaza furcile si crucile lor.
Furcile cardanice se calculeaza la incovoiere si torsiune in sectiunea cea mai periculoasa N-N (fig. 2).
Forta periferica F care actioneaza la ambele capete ale furcii se determina cu relatia:

F = ,

in care M_c este momentul la care s-a calculat arborele cardanic.

Fig. 2. Schema de calcul a                                            Fig. 3. Schema de calcul a
         furcii cardanice                                                                  crucii cardanice.
 

Momentul incovoietor dat de aceasta forta in sectiunea N-N este M_i = Fc, iar momentul de torsiune M_t = Fa.
Crucea cardanica se calculeaza la incovoiere, forfecare si strivire sub actiunea fortei F₁=F/cosg (fig. 3). Sectiunea periculoasa pentru incovoiere si forfecare este A-A. Momentul incovoietor este M_i=F₁l, iar efortul unitar de strivire s_s=F₁/dh.
Importanta mare in cadrul procesului tehnologic de fabricatie a furcilor si crucilor cardanice prezinta calitatea tratamentelor termice si termochimice aplicate. Astfel, furcile sunt supuse la calire si revenire pentru obtinerea unei duritati cuprinsa intre 200…300 HB (in functie de tipul autovehiculului ), iar crucile cardanice sunt cementate pe o adancime de 0,7…1,5 mm pentru obtinerea unei duritati de 56…65 HRC [4].
Avand in vedere conditiile grele de functionare ale organelor transmisiei, datorita faptului ca autovehiculele militare sunt folosite in teren accidentat, rezulta obligativitatea ca din faza de proiectare sa se analizeze in profunzime cauzele care pot duce la distrugerea pieselor transmisiei: uzura intensa, cresterea temperaturii, ruperi prin depasirea limitelor de rezistenta ale materialelor etc.

1. Arniceru, G., Filip, I. – Tancuri, automobile, tractoare si autoblindate, Editura Academiei Militare, Bucuresti, 1974.
2. Florea, V. s.a. – Bazele proiectarii masinilor, vol. III., Editura Universitatii „Lucian Blaga", Sibiu, 1999.
3. Gorianu, M. – Automobile si autoblindate. Constructia si calculul transmisiei, Editura Academiei Militare, Bucuresti, 1980.
4. Untaru, M. s.a. – Calculul si constructia automobilelor, Editura didactica si pedagogica, Bucuresti, 1982.

                                                                                    Inapoi la cuprins