1 TRANSMISIA FINALĂ A TRACTOARELOR PE ROŢI La majoritatea tractoarelor, transmisiile finale sunt de tipul cu roţi dinţate cu arbori cu axe fixe. Cea mai largă utilizare au primit-o transmisiile finale simple cu angrenare exterioară, cu rapoarte de transmitere if = 4…7. Tipul transmisiei finale şi locul ei de plasare în raport cu roţile motoare sunt determinate de tipul şi destinaţia tractorului. La tractoarele universale pe roţi, transmisiile finale se aşază, de obicei, lângă diferenţial, chiar în carterul transmisiei (fig. 1).
Fig. 1. Schema punţii din spate cu transmisie finală plasată lângă diferenţial.
În acest caz, puntea din spate are o construcţie mai compactă şi este mai rigidă, însă are dezavantajul că se reduce considerabil lumina tractorului. În plus, arborii roţilor motoare au o lungime mare. În cazurile în care trebuie să se asigure o lumină mare a tractoarelor, transmisiile finale se aşază lângă roţile motoare (fig. 2). asemenea construcţii au avantajul că permit scurtarea arborilor solicitaţi puternic (arborii roţilor motoare) şi eliberează spaţiul de sub tractor, însă prezintă dezavantajul cu au o construcţie mai puţin compactă şi mai puţin rigidă.
Fig. 2. Schema punţii din spate cu transmisie finală plasată lângă roata motoare: a – carterul punţii
din spate; b – carterul transmisiei finale; c – îmbinare cu şuruburi.
Transmisiile finale, în ultimul caz, au carterele lor proprii, care se prind cu şuruburi de carterul punţii din spate. Această construcţie prezintă avantajul modificării luminii tractorului. Aceasta se realizează astfel: se desfac şuruburile îmbinării c şi se roteşte carterul b în raport cu a. Această soluţie constructivă se foloseşte la tractoarele de putere mică şi, uneori, mijlocie ( de exemplu, la familiile de tractoare U 445, U 533, U 643).
2 În cazul tractoarelor care necesită lumină foarte mare, se folosesc transmisii finale cu lanţ sau combinate ca cea din figura 3. Această soluţie se foloseşte, de exemplu, la tractoarele U 445 HC, U 533 HC, U 643 HC (high-clearance), utilizate în pomicultură (HCP), legumicultură (HCL) sau în viticultură (HCV).
Fig. 3. Schema transmisiei finale combinate (cu lanţ şi angrenaj cu roţi dinţate).
În prezent, la tractoarele de putere mare, este pe cale de a se generaliza transmisiile finale planetare. Această variantă se extinde şi la tractoarele de putere mijlocie. În figura 4 este prezentată schema cinematică a unei asemenea transmisii. Aceasta are raportul de transmitere z ω i f = 1 = 1 + 3 = 4...7 , ωH z1 unde z1 şi z3 sunt numerele de dinţi ai roţii planetare 1, respectiv ai coroanei 3. Transmisiile finale planetare au următoarele avantaje: construcţie compactă şi rigidă; fiabilitate ridicată datorită faptului că momentul de torsiune este transmis prin mai multe perechi de dinţi (egal cu numărul sateliţilor). Ele prezintă însă dezavantajul că nu participă la realizarea luminii tractorului (arborele de intrare este coaxial cu cel de ieşire).
Fig. 4. Schema cinematică a transmisiei finale planetare pentru puntea din spate: 1 – roată planetară; 2 – satelit; 3 – coroană; H
– braţ portsatelit.
În puntea din faţă a tractoarelor 4× 4, cea mai largă utilizare o au transmisiile finale planetare. În figura 6 este reprezentată schema cinematică a unei asemenea transmisii. Elementul conducător este roata planetară 1, condus – braţul portsatelit H, de blocare (fix) – z3 = 3... 5 . coroana 3. Transmisia finală de acest tip are raportul de transmitere i f = 1 + z1
3
Fig. 6. Schema cinematică a transmisiei finale planetare pentru punte faţă cu element de blocare coroana: 1 – roată planetară; 2 – satelit;
3 – coroană; H – braţ portsatelit.
O altă variantă de transmisie finală planetară este cea din figura 8 care, de fapt, este o transmisie pseudoplanetară, întrucât are braţul portsatelit fix. Transmisia finală de acest tip z3 are raportul de transmitere i f = − = 3... 5 . Semnul minus are semnificaţia schimbării z1 sensului de rotaţie a elementului condus în raport cu cel conducător.
Fig. 8. Schema cinematică a transmisiei finale pseudoplanetare pentru punte faţă cu element de blocare braţul portsatelit: 1 – roată planetară;
2 – satelit; 3 – coroană; H – braţ portsatelit.
La unele tractoare, de exemplu, la tractoarele japoneze Kubota se utilizează transmisii finale în puntea din faţă neplanetare. Astfel, în figura 9 este reprezentată schema unei transmisii finale cu roţi dinţate cilindrice cu arbori ficşi. O asemenea schemă este utilizată şi la tractorul românesc de putere mică (20 CP) HART 200. Această variantă constructivă, spre deosebire de transmisia planetară, prezintă avantajul că participă la realizarea luminii tractorului. Fig. 9. Schema cinematică a punţii din faţă cu transmisie finală cu angrenaje cilindrice.
4 Tot firma Kubota utilizează transmisii finale în puntea din faţă cu angrenaje conice (fig. 10). În această variantă constructivă, nu mai este necesar cuplajul homocinetic, ceea ce permite obţinerea unui unghi de bracare mărit.
Fig. 10. Schema cinematică a punţii din faţă cu transmisie finală cu angrenaje conice.
REGIMUL DE CALCUL AL TRANSMISIEI FINALE, UTILIZATĂ LA TRACTOARELE PE ROŢI La transmisiile finale este necesar să se calculeze roţile dinţate, arborii, îmbinările carterelor şi să se aleagă (sau să se verifice) rulmenţii. Regimul de calcul al transmisiilor finale se stabileşte pentru fiecare caz concret în parte, în funcţie de tipul şi construcţia lor. În figura 11 sunt trasate forţele care acţionează asupra transmisiei finale din spate a unui tractor pe roţi. În aceeaşi schemă este indicat şi momentul de torsiune la intrarea în transmisia finală, care reprezintă momentul de calcul al acestui subansamblu. Momentul de calcul se stabileşte comparând momentul Mcm, transmis de motor, cu cel de aderenţă Mcϕ .
Fig. 11. Schema de calcul a transmisiei finale simple: 1 şi 2 – roţile dinţate cilindrice ale transmisiei finale.
• Momentul de torsiune transmis de motor transmisiei finale se calculează cu relaţia: M cm = M n icvηcv ic 2ηc 2
λ2 , 1 + λ2
5 în care: Mn este momentul nominal al motorului; icv - raportul de transmitere al cutiei de viteze (se adoptă raportul de transmitere al cutiei de viteze compuse pentru treapta I); ic2 - raportul de transmitere al transmisiei centrale din spate; η cv - randamentul cutiei de viteze; η c2 - randamentul transmisiei centrale din spate; λ 2 - coeficientul de blocare al diferenţialului din spate (v. subcap. 5.3). •
Momentul de calcul din condiţia de aderenţă (momentul la roata motoare din condiţia de aderenţă cu solul, redus la arborele planetar) se determină cu relaţia: M cϕ =
în care:
if2 este η f2 Q2 r2 ϕ -
•
Q2ϕr2 , i f 2η f 2
raportul de transmitere al transmisiei finale din spate; randamentul transmisiei finale din spate; greutatea repartizată pe o roată motoare din spate; raza dinamică a roţilor din spate; coeficientul de aderenţă (se adoptă ϕ = 0,8 );
Momentul de calcul va fi:
M = M c = m i (nM c m, M cϕ ) ⋅
În angrenajul transmisiei finale acţionează forţa tangenţială Ft =
şi forţa radială
2M , mz 1
Fr = Ft tg α ;
în care:
z1 este numărul de dinţi al pinionului; m - modulul angrenajului; α - unghiul de angrenare. Asupra roţii motoare acţionează forţele: •forţa tangenţială de tracţiune (forţa motoare la o roată), care rezultă din ecuaţia de momente: mz 2 F mz Ft = Tr2 ⇒ T = t 2 . 2 2r2 •reacţiunea verticală a solului Q2 (dacă nu sunt date suficiente pentru calculul ei, se adoptă egală cu capacitatea maximă de încărcare a pneului); •reacţiunea transversală Y, care apare în cazul exploatării tractorului pe o pantă transversală. Se determină din condiţia de aderenţă în direcţie transversală: Y = Q2ϕy ,
unde ϕ y este coeficientul de aderenţă în direcţie transversală (se adoptă ϕ y = 0,7).
