Proiect auto 2

UNIVERSITATEA POLITEHNICA BUCURESTI FACULTATEA DE TRANSPORTURI CATEDREA AUTOVEHICULE RUTIERE

PROIECT AUTOVEHICUL II

INDRUMATOR PROIECT: VOLOACA STEFAN

STUDENT: Matei Georgeta GRUPA: 8403 b

2008 - 2009 Cuprins PARTEA I PROIECTAREA S.V. Cap.1. Etajarea S.V.(diagrama fierastrau) Cap.2. Determinarea caracteristicilor de tractiune 2.1. Trasarea caracteristicii de tractiune 2.2. Trasarea caracteristicii dinamice 2.3. Trasarea caracteristicii acceleratiilor 2.4. Trasarea caracteristicilor de demarare Cap.3. Studiul solutiilor constructive posibile pentru S.V. si alegerea justificata a unei solutii pentru S.V. care se proiecteaza Cap.4. Stabilirea schemei de organizare a S.V. si determinarea numarului de dinti pentru rotile dintate(diagrama fierastrau reala) Cap.5. Calculul si proiectarea mecanismului reductor 5.1. Roti dintate(doua perechi) 5.2. Arbori 5.3. Lagare Se intocmeste desenul de ansamblu la scara a S.V. care va cuprinde sectiunea longitudinala a S.V. PARTEA A II-A PROIECTAREA PUNTII SI A SUSPENSIEI DIN FATA Cap.1.Studiul solutiilor constructive posibile pentru puntea din fata si alegerea justificata a solutiei pentru puntea care se proiecteaza. Cap.2.Studiul solutiilor constructive posibile pentru suspensia din fata si alegerea justificata a solutiilor pentru suspensia care se proiecteaza. Cap.3.Calculul si proiectarea puntii (daca puntea este si motoare fara mecanismele de putere adica transmisia principala, diferentialul, arborii planetari). Cap.4.Calculul si proiectarea suspensiei 4.1. Elemente elastice 4.2. Alegerea amortizoarelor 4.3. Bara stabilizatoare Se intocmeste desenul de ansamblu la scara al puntii cu suspensia din fata care va cuprinde: vederea din fata, vederea de sus, sectiuni prin articulatii.

Capitolul 1 Etajarea S.V.(diagrama fierastrau) Autovehiculul de proiectat este un S.U.V. cu urmatoarele caracteristici legate de viteaza maxima 190 km/h. Pentru determinarea numarului minim de trepte a schimbatorului se va folosi etajarea dupa criteriul aceluiasi interval de viteze pentru fiecare treapta, adica se va folosi etajarea in progresie armonica. Caracteristile rapoartelor de transmisie ale cutiei de viteze sunt: i0=4,14 Etajarea se va efectua in preogresie geometrica => is1=3,6 is2=2,48 is3=1,83 is4=1,05 is5=0,9 Pentru determinarea vitezei in fiecare treapta se aplica formula 1.1 unde n este turatia masurata in rpm, rr este raza de rulare masurata in mm. n ⋅ζ

p Vmax = 0.377 ⋅ rr ⋅ ni0v ⋅max isn = 0.377 ⋅ rr ⋅ i0 ⋅isn

(1.1) V1=8.....43 km/h V2=10.....58,6 km/h V3=14.....79,42 km/h V4=38,8......194 km/h V5=45,3.......226 km/h In functie de aceste valori ale vitezei se traseaza diagrama fierastaru.Se observa ca la schimbarea treptei exista acoperire intre fiecare doua trepte consecutive, de aceea nu este nevoie ca turatia minima sa coboare pana la 900 rpm ci poate sa ajunga la valoarea de 1000 rpm pentru a nu ajunge motorul in zona de functionare instabila si pentru a nu avea intarzieri la demaraj.

Capitolul 2 Determinarea performantelor de tractiune 2.1.Trasarea caracteristicii de tractiune Pentru trasarea caracteristicii de tractiune se porneste de la formula puterii pentru a afla puterea la fiecare turatie. Apoi se afla momentul si pe urma forta de tractiune.Conform proiectului automobile I. α β γ n n 2 n 3 Pex = Pmax [( , ) ⋅ ( ) +( , ) ⋅ ( ) −( , ) ⋅ ( ) ][kW ] α β γ np np np ce2 − ca g( 2ce − 1)

α=

( ce − 1) 2c g( c − 1) β= e a 2 ( ce − 1)

γ =

2

ca − 1

( ce − 1)

α = '

β' =

2

=

2

2

1,078 − 1

( 0,77 − 1) 2

3 − 2ca − ce2

( ce − 1)

0,772 − 1,078g( 2g0,77 − 1)

( 0,77 − 1) 2g0,772 g( 1,078 − 1) = = 2,275 2 ( 0,77 − 1)

2ce2 − 3ce + ca

( ce − 1)

=

=

=

2

= 0,203

= 1,47

2g0,772 − 3g0,77 + 1,078

( 0,77 − 1)

2

3 − 2g1,078 − 0,772

( 0,77 − 1)

2

= −0,87

= 4,743

γ' =

2 − (c e + ca )

( ce − 1)

M = 9550 ⋅

n P M

n min 1000 7,26

2

=

3 − (1,078 − 0,77)

( 0,77 − 1)

2

= 2,87

Pmax , n n [α / α + β , / β ⋅ ( V max ) − γ , / γ ⋅ ( V max ) 2 ][ N ⋅ m] np np np

2000 21,37

2500 29,82

6,93693 10,20952 11,3972

3000 38,59 12,291

n med 3800 52,08 Mmax 13,095

4000 54,29

npmax 5400 Pmax=70,48

12,969

12,47104

2.2.Trasarea caracteristicii dinamice La aflarea caracteristicii dinamice este nevoie de coeficientul dinamic D. Unde D= , unde Ft este forta de tractiune, Ra este rezistenta aerului iar Ga este greutatea maxima admisa a autovehiculului.

2.3.Caracteristica de acceleratie Caracteristica acceleraţiilor reprezintă funcţia, respectiv reprezentarea grafică a acesteia, care reprezintă dependenţa acceleraţiei autovehiculului faţă de viteza de deplasare pentru toate treptele SV, când motorul funcţionează la sarcină totală. a= f(v) a= g/δ*(D-Ψ) δ – depinde de raportul de transmitere δj=1+

+

Rezulta:

2.4.Caracteristicile de demarare Caracteristicile de accelerare reprezintă dependenţa timpului de accelerare (td) şi spaţiului de accelerare (Sd) de viteza autovehiculului atunci când motorul funcţionează la sarcină totală. Timpul de accelerare reprezintă timpul necesar creşterii vitezei autovehiculului între două valori date, iar spaţiul de accelerare reprezintă spaţiul parcurs de autovehicul în acest timp. Timpul de demarare reprezintă timpul în care autovehiculul, plecând de pe loc, ajunge la o viteză reprezentând 0,9 din viteza sa maximă, atunci când motorul funcţionează la sarcină totală, iar spaţiul de demarare reprezintă spaţiul parcurs în timpul respectiv. Td= f(V)

Sd=f(V)

Capitolul 3 Studiul solutiilor constructive posibile pentru S.V. si alegerea justificata a unei solutii pentru S.V. care se proiecteaza Cutiile de viteze actuale s-au diferenţiat atât ca principiu de funcţionare cât şi ca mod de deservire. Din acest punct de vedere trebuie să se facă distincţie între agregatul de lucru ca transformator de cuplu şi dispozitivul sau sistemul de acţionare prin care se alege regimul optim de funcţionare al cutiei de viteze. Rezistenţele la înaintarea autovehiculului variază mult în funcţie de condiţiile de concrete de deplasare şi corespunzător acestora trebuie să se schimbe şi forţa de tracţiune la roţile motoare. Marea majoritate a automobilelor actuale sunt echipate cu motoare cu ardere internă, a căror particularitate constă în faptul că puterea maximă este dezvoltată la turaţii foarte ridicate. Automobilul necesită puteri mari şi la viteze mici, care însă nu pot fi asigurate de motor datorită valorii relativ ridicate a turaţiei minime stabile de funcţionare a acestuia. În consecinţă, automobilul trebuie să fie înzestrat cu un dispozitiv care să permită schimbarea turaţiei şi momentul roţilor motoare în timpul mersului şi să asigure utilizarea integrală a puterii motorului la toate regimurile de funcţionare. Acestui scop îi serveşte cutia de viteze, care îndeplineşte funcţia unui variator de cuplu şi turaţie în transmisia autovehiculului, asigurând totodată posibilitatea mersului înapoi şi funcţionarea motorului la regim de mers încet, în gol, atunci când automobilul stă pe loc. Partile componente ale unui schimbator de viteze sunt: -mecanismul reductor(schimbatorul de viteze propriu-zis); -sistemul de actionare al schimbatorului; -dispozitivul de fixare. Mecanismul reductor constituie partea principala a schimbatorului de viteze si serveste la modificarea raportului de transmitere, respectiv a momentului motor, in functie de variatia rezistentelor la inaintarea automobilului. Mecanismul reductor se compune din doi sau trei arbori pe care se afla montate mai multe perechi de roti dintate, cu ajutorul carora se transmite miscarea intre arbori si dintr-un carter.

3.1.Constructia mecanismului reductor 3.1.1.Solutii constructive de cuplare a treptelor Cuplarea treptelor la schimbatoarele de viteze se poate obtine: -prin roti dintate cu deplasare axiala; -prin roti dintate cu angrenare permenenta si mufe de cuplare. Cuplarea treptelor prin roti dintate cu deplasare axiala prezinta, din cauza vitezelor tangentiale diferite ale rotilor care urmeza sa angreneze, urmatoarele dezavantaje:

-uzura rapida a dintilor rotilor dintate pe partea frontala si degradarea prematura a lor; -zgomot si socuri la cuplare; -dificultati pentru conducator la schimbarea treptelor. Cuplarea treptelor prin roti dintate cu angrenare permanenta si mufe de cuplare simple poate fi: -cu mufa de cuplare cu dantura periferica; -cu mufa de cuplare cu dantura frontala. Cuplarea treptelor cu roti dintate angrenate permanent si mufe de cuplare simple se utilizeaza, de obicei, la treptele superioare ale schimbatorului de viteze care es folosesc cea mai mare parte din timpul de miscare al automobilului. Nici la aceasta solutie socurile de cuplare nu au fost eliminate ci numai deplasate de la dantura rotilor dintate la dantura mufei. Datorita faptului ca toti dintii mufei vin in contact in acelasi timp, uzura va fi mai mica deoarece sarcina preluata de un dinte este mult mai redusa. Intrebuintarea schimbatoarelor de viteze cu roti dintate permanent angrenate si mufe de cuplare simple prezinta si avantajul unei conduceri mai usoare a automobilului contribuind in acelasi timp si la marirea duratei de functionare a rotilor dintate prin descarcarea danturii principale. De asemenea nu a fost exclusa dificultatea, intalnita si la solutiile cu roti dintate cu deplasare axiala, de introducere a dintilor mufei deplasabile in golurile dintre dintii pinionului, precum si dezavantajul care consta in marirea momentului de inertie a pieselor care sufera o accelerare sau o decelerare la schimbarea treptelor. Cea mai importanta perfectionare a schimbatoarelor de viteze cu trepte cu arbori cu axe fixe o reprezinta sincronizatoarele. Sincronizatoarele sunt mecanisme speciale care realizeaza egalarea vitezelor unghiulare ale arborelui si rotii dintate inainte de solidarizarea la rotatie a lor. Cele mai importante tipuri de sincronizatoare, dupa forma suprafetelor de frecare, sunt: -sincronizatoare cu conuri; -sincronizatoare cu discuri; Dupa principiul de functionare sincronizatoarele pot fi: -sincronizatoare cu presiune constanta; -sincronizatoare cu inertie sau sincronizatoare cu blocare. Sincronizatoarele conice cu presiune constanta se folosesc mai ales pentru cuplarea treptelor superioare ale schimbatorului de viteze, care in exploatare se folosesc o parte mult mai mare de timp decat treptele inferioare. Principiul de lucru al sincronizatorului conic cu presiune constanta cuprinde doua etape: -sincronizarea vitezei unghiulare a arborelui secundar cu a uneia dintre rotile dintate cu care urmeaza sa se cupleze; -cuplarea danturii coroanei cu dantura auxiliara a rotii dintate respective, cand se produce cuplarea propriu-zisa.

Principalul dezavantaj al sincronizatorului conic cu presiune constanta il reprezinta faptul ca acesta nu poate sa asigure in orice conditii egalizarea vitezelor unghiulare ale arborelui si rotii dintate care urmeaza sa se cupleze. Sincronizatoarele conice cu inertie inlatura dezavantajul celor cu presiune constanta. Acestea au o constructie mai complicata avand in plus dispozitive suplimentare de blocare care permit cuplarea treptelor numai dupa egalizarea vitezelor unghiulare ale arborelui si pinionului. Datorita faptului ca sincronizatoarele cu inertie garanteaza in orice conditii cuplarea treptelor fara socuri, ele au capatat o larga raspandire in schimbatoarele de viteze ale autoturismelor, autobuzelor si autocamioanelor. Un astfel de sincronizator este in fig. 3.3.

3.1.2. Organizarea generala a mecanismului motor 3.1.2.1. Organizarea mecanismului reductor cu trei arbori La acest tip de reductor, arborele primar primeste miscarea de la motor prin intermediul ambreiajului. In prelungirea lui es gaseste arborele secundar

care transmite miscarea la transmisia longitudinala. Arborele secundar este prevazut cu caneluri pe care pot culisa rotile dintate. Arbore intermediar este asezat paralel cu arborele secundar . Solidarizarea dintre arborele intermediar si roti se realizeaza prin pana sau prin uzinarea rotilor impreuna cu arborele. In cazul schimbatoarelo de viteze cu trei arbori rapoartele de transmitere se obtin cu ajutorul a doua perechi de roti dintate. Astfel se obtine un schimbator de viteze compact, cu distanta dintre arbori redusa. In schimb, datorita angrenarii a doua perechi de roti dintate, pierderile prin frecare sunt mai mari. In general, schimbatoarele de viteze cu trei arbori se utilizeaza la autovehiculele cu rezerva mare de putere, la care functionarea in ultima treapta a schimbatorului de viteze ocupa o mare parte din durata totala de miscare a autovehiculului. Rezulta ca prin adoptarea solutiei cu priza directa pentru ultima treapta, schimbatorul de viteze va functiona cea mai mare parte a timpului cu uzura foarte redusa pentru rotile dintate si cu un randament ridicat. Deplasarea rotilor baladoare pentru obtinerea diferitelor trepte se face cu ajutorul mecanismului de actionare al schimbatorului. In general rotile dintate sunt cu dinti inclinati. Acest lucru reduce zgomotul schimbatorului de viteze si mareste durabilitatea. Dezavantajul principal insa il reprezinta prezenta fortelor axiale care incarca in mod suplimentar lagarele arborilor. Acest neajuns se poate elimina daca unghiurile de inclinare ale dintilor se aleg astfel incat sa sa se echilibreze fortele axiale.

3.1.2.2. Mecanismul reductor cu doi arbori In cazul schimbatoarelor de viteze cu doi arbori momentul motor se transmite in toate treptele prin intermediul unui singur angrenaj de roti dintate. Acest lucru face ca gama raporturilor de transmitere sa fie relativ redusa. Principalul dezavantaj al acestui tip de schimbator este acela ca se intalneste la autovehiculele cu rezerva mica de putere organizate dupa solutia totul in fata sau totul in spate.

3.2. Sistemul de actionare al schimbatoarelor de viteze Sistemul de actionare al schimbatoarelor de viteze se compune din: -mecanismul de actionare propriu-zisa; -dispozitivul de fixare al treptelor; -dispozitivul de blocare al treptelor.

3.2.1. Mecanismul de actionare propriu-zisa Sistemul de actionare directa al schimbatorului de viteze este folosit cel mai adesea la autovehiculele organizate dupa solutia clasica. La acest sistem maneta de actionare este dispusa pe capacul schimbatorului de viteze. Solutia este cea mai simpla si ieftina. La autobuzele cu motorul si schimbatorul de viteze pe spate, de la maneta de actionare pana la schimbatorul de viteze se utilizeaza

parghii, dar si un sistem de actionare indirect deoarece este greu sa se selecteze treptele si obositor.De aceea, in fig 3.2.1 se prezinta constructia mecanismului de actionare la distanta al unui schimbator de viteze avand trei tije culisante.

La selectarea unei trepte maneta se roteste in articulatia bratului tubului 6 si deplaseaza axul 5, care prin intermediul levierelor 7 si 8 si a tijei 2, deplaseaza tubul 9 cu manivela 10, in locasul uneia dintre tijele culisante 3. Schimbarea uneia dintre trepte se relizeaza prin rotirea manetei 1 si a tubului 6, cere prin manivelele 4 si tija 2 roteste tubul 9 impreuna cu manivela 10 care va deplasa tija culisanta corespunzatoare treptei dorite.

3.2.2. Dispozitivul de fixare al treptelor Dispozitivul de fixare al treptelor are rolul de a mentine schimbatorul de viteze intr-o anumita trepta sau la punctul mort atata timp cat nu intervine conducatorul auto. Acest dispozitiv elimina posibilitatea decuplarii sau cuplarii de la sine a treptelor. Pentru fixarea propriu-zisa a treptelor se utilizeaza tije culisante cu locasuri semisferice in care intra bile cu rolul de blocare Analizand solutiile constructive posibile pentru un S.V. se alege pentru autoturismul de teren un schimbator de viteze cu trei arbori deoarece autovehiculul dispune de o rezerva mare de putere. Cuplarea treptelor se va face cu sincronizatoare cu inertie fiind cele mei eficiente. Din punctul de vedere al sistemului de actionare acesta este cu actionare directa fiind o solutie ieftina si simpla. Dispozitivul de fixare al treptelor este cu tije culisante si cu locasuri semisferice. In fig.3.1. se prezinta doua tipuri de dispozitive de fixare a treptelor, in figura 3.1.a. fixarea treptelor este cu tija culisanta avanda la partea superioara trei locasuri semisferice in care intra bila 1, apasata de arcul 2; locasurile extreme ale tijei 3 corespund celor doua trepte care se obtin cu furca respectiva, iar cel din mijloc pozitiei punctului mort. In figura 3.1.b. este reprezentat un dispozitiv de fixare la care in loc de bila este un bolt conic mentinut apasat pe tija 3 de arcul 2.

3.2.3. Dispozitivul de blocare al treptelor Dispozitivul de blocare al treptelor ideplineste urmatoarele functiuni: nu permite cuplarea simultana a doua sau mai multor trepte, nu permite cuplarea unei alte trepte cand schimbatorul de viteze se afla intr-o treapta oarecare.

In fig.3.2. se prezinta dispozitivul de blocare al treptelor cu doua tije culisante 1, fiecare tija avanda la partea interioara un locas in care patrunde boltul 2. Cand schimbatorul de viteze se gaseste in punctul mort tijele ocupa pozitia din figura iar capetele boltului patrund in locasurile ambelor tije.La deplasarea unei tije, pentru a cupla o teapta, boltul este scos din locasul acestei tije si impins in locasul celeilalte blocand-o. In figura 3.3. este prezentat dispozitivul de blocare al treptelor cu trei tije culisante dispuse in acelasi plan. .

Pentru pozitia de punct mort toate locasurile se afla pe aceeasi linie. La deplasarea tijei centale 3 ea va actiona asupra bilelor centrale 2 si 6 care vor fi scoase din locasuri si le va obliga sa intre in locasurile tijelor 1 si 5. Astfel, tijele extreme 1 si 5 se vor bloca si nu se vor elibera pana cand tija centrala 3 nu este readusa in pozitia punctului mort. In cazul deplasarii tijei extreme 1 (fig. 3.3.b), ea va actiona asupra bilelor 2, scotandu-le din locas si obligandu-le sa intre in locasul tijei centrale 3. Prin aceasa deplasare, stiftul 4 va obliga bilele 6 sa intre in locasul tijei 5. Astfel, tijele 3 si 5 sunt blocate in pozitia punctului mort. Prin deplasarea tijei 5 se vor bloca tijele 1 si 3 (fig.3.3.c). Analizand solutiile constructive posibile pentru un S.V. se alege pentru autoturismul de teren un schimbator de viteze cu trei arbori deoarece autovehiculul dispune de o rezerva mare de putere. Cuplarea treptelor se va face cu sincronizatoare cu inertie fiind cele mei eficiente. Din punctul de vedere al sistemului de actionare acesta este cu actionare directa fiind o solutie ieftina si simpla. Dispozitivul de fixare al treptelor este cu tije culisante si cu locasuri semisferice.

Capitolul 4 Stabilirea schemei de organizare a S.V. si determinarea numarului de dinti pentru rotile dintate (diagrama fierastaru reala) 4.1. Alegerea schemei de organizare a schimbatorului de viteze Alegerea schemei de organizare se face pe baza rezultatelor obtinute la calculul de tractiune in cadrul caruia s-a efectuat etajarea schimbatorului de viteze. Cunoscandu-se numarul de trepte trebuie aleasa solutia de cuplare pentru fiecare treapta, tinand seama de tipul automobilului pentru care se proiecteaza schimbatorul de viteze. Se alege schimbator de viteze cu 3 arbori si 5 trepte unde treapta a -5-a este treapta de supraviteza.

4.2. Determinarea numarului de dinti si definitivarea rapoartelor de transmitere ale schimbatorului de viteze La determinarea numarului de dinti al rotilor dintate trebuie indeplinite urmatoarele cerinte: -realizarea, pe cat posibil, a rapoartelor de transmitere determinate la etajarea schimbatorului de viteze, avand in vedere faptul ca rotile dintate au un numar intreg de dinti;

-alegerea pentru pinioanele cu diametrele cele mai mici a numarului de dinti egal sau apropiat de numarul minim de dinti admisibil pentru a rezulta un schimbator de viteze cat mai compact. Distanta c dintre axele arborilor secundar (sau primar) si intermediar poate fi exprimata in functie de razele rotilor dintate care se afla in angrenare: c=rd1+rd2=rd3+rd4=rd5+rd6=rd7+rd8=rd9+rd10=rd11+rd12 in care rd este raza cercului de divizare. Daca se tine seama de legatura dintre raza r d, modulul m si numarul de dinti z ai unei roti dintate, atunci: C= m1,2(z1+z2)=0,5m3,4(z3+z4)=0,5m5,6(z5+z6)=0,5m7,8(z7+z8)==0,5m9,10(z9+z10)= 0,5m11,12(z11+z12). Pentru autoturisme c=40 In cazul in care rotile au acelasi modul rezulta: i s1 = (z1/z2)*(z7/z8) Pentru a nu rezulta un schimbator inalt se alege z 2/z1=z7/z8 z1=z8=zmin. Se alege zmin=14. Pentru rotile care angreneaza permanent avem: is1 = (z1/z2)*(z7/z8) z2=z7=zmin* Rezulta z1=14, z2=26, z11=31, z12=14. -pentru treapta I : z3=44, z4=19; -pentru treapta a II-a: z5=39, z6=24; -pentru treapta a III-a: z7=26, z8=14; -pentru treapta a IV-a: z9=20, z10=20; -pentru treapta a V-a: z11=24, z12=39; Noile rapoarte de transmisie sunt: is1=3,44 is2=2,56 is3=1,91 is4=1 (ales pentru cutia de viteze cu 3 arbori) is5=0,79 Diagrama fierastrau reala este prezentata in figura de mai jos:

Capitolul 5 Calculul si proiectarea mecanismului reductor 5.1.Roti dintate (doua perechi) Numarul de dinti real al rotilor dintate a fost stabilit pentru fiecare treapta in capitolul 4. Urmeaza verificarea rotilor dintate .

5.1.1. Calculul danturii la incovoiere Metoda cea mai raspandita de calcul a danturii la incovoiere este metoda lui Lewis. Aceasta metoda considera ca asupra dintelui actioneaza forta normala N dupa linia de angrenare si este aplicata in varful dintelui. Forta N se descompune intr-o forta tangentiala Ft si una radiala Fr care solicita dintele la incovoiere respectiv compresiune. Dintele se considera ca o grinda de egala rezistenta cu profil parabolic. La aceasta metoda se considera ca forta totala se transmite prin intermediul unui singur dinte.

Solicitarea la incovoiere in sectiunea periculoasa este data de relatia 5.1. Ϭ= =Ftl/(bd2/6). Ϭi=Ft/b*p*y*cosɣ, unde b este latimea rotii dintate, b=π*m*Ψ, Ψ=1,4...2,3; p=b/Ψ- pasul danturii, y-coeficient care tine seama de forma si numarul dintilor, y=0,172-1,15/z+4,5/z2, iar Ft =2*Mt/m*z. Pentru angrenajul permanent, Ft1=0,4daN si y1=0,11. Atunci Ϭ1=328MPa pentru z1; Ϭ2=139Mpa pentru z2; Ϭ3=124Mpa pentru z3; Ϭ4=306Mpa pentru z4; , fiecare dintre aceste valori fiind mult sub limita admisibila de 500 MPa.

5.1.2. Calculul danturii la oboseala La calculul danturii la oboseala se utilizeaza, pentru calculul fortei tangentiale Ft relatia: Ft=ƺ*Mmax*i/rd , unde ƺ este coeficientul de utilizare al momentului motor care se alege din graficul in care sunt reprezentate dependenta ƺ in functie de forta specifica de tractiune ɣt unde ɣt = Ft/Ga, Mmax este momentul maxim, i este raportul de transmitere din treapta respectiva si r d este raza cercului de divizare. Efortul unitar la oboseala la incovoiere dupa un ciclu pulsator ϬN , pentru N cicluri, este dat de relatia:σN=2*σ-1/(1+β0),unde σ-1 este efortul unitar pentru ciclul simetric corespunzator unui numar de cicluri de baza, iar β0=σ-1/σr , unde σr este efortul unitar de rupere. Pentru o durabilitate corespunzatoare trebuie indeplinite relatia: σa