ΔΙΠΛΩΜΑΤΙΚΗ ΕΡΓΑΣΙΑ ΣΧΕΔΙΑΣΜΟΣ ΚΑΙ ΚΑΤΑΣΚΕΥΗ ΚΙΒΩΤΙΟΥ ΤΑΧΥΤΗΤΩΝ ΓΙΑ ΤΟ ΜΟΝΟΘΕΣΙΟ ART 13 ΤΙΦΚΙΤΣΗΣ ΚΩΝΣΤΑΝΤΙΝΟΣ ΑΕΜ:5166

ΑΡΙΣΤΟΤΕΛΕΙΟ ΠΑΝΕΠΙΣΤΗΜΙΟ ΘΕΣΣΑΛΟΝΙΚΗΣ ΠΟΛΥΤΕΧΝΙΚΗ ΣΧΟΛΗ ΤΜΗΜΑ ΜΗΧΑΝΟΛΟΓΩΝ ΜΗΧΑΝΙΚΩΝ ΕΡΓΑΣΤΗΡΙΟ ΣΤΟΙΧΕΙΩΝ ΜΗΧΑΝΩΝ ΚΑΙ ΜΗΧΑΝΟΛΟΓΙΚΟΥ ΣΧΕΔΙΑΣΜΟΥ ΔΙΠΛΩΜΑΤΙΚΗ ΕΡΓΑΣΙΑ ΣΧΕΔΙΑΣΜΟΣ ΚΑΙ ΚΑΤΑΣΚΕΥΗ ΚΙΒΩΤΙΟΥ ΤΑΧΥΤΗΤΩΝ ΓΙΑ ΤΟ ΜΟΝΟΘΕΣΙΟ ART 13 ΤΙΦΚΙΤΣΗΣ ΚΩΝΣΤΑΝΤΙΝΟΣ ΑΕΜ:5166 ΕΠΙΒΛΕΠΩΝ ΚΑΘΗΓΗΤΗΣ: ΜΙΧΑΗΛΙΔΗΣ ΑΘΑΝΑΣΙΟΣ ΘΕΣΣΑΛΟΝΙΚΗ ΙΟΥΝΙΟΣ 2014

ΠΡΟΛΟΓΟΣ Η παρούσα διπλωματική εργασία αναφέρεται στον σχεδιασμό και την υλοποίηση ενός 4-τάχυτου κιβωτίου ταχυτήτων κινητήρα HONDA CBR 600cc με βέλτιστες σχέσεις μετάδοσης που ικανοποιούν τις απαιτήσεις του φοιτητικού διαγωνισμού Formula Student. Η όλη προσπάθεια έγινε στα πλαίσια συμμετοχής μου στην φοιτητική ομάδα Formula Student Aristotle Racing Team ή αλλιώς ΑRT κατά το ακαδημαϊκό έτος 2012-2013 όντας μέλος της υποομάδας του συστήματος μετάδοσης ισχύος. Στόχος ήταν, αρχικά ο σχεδιασμός ενός κιβωτίου ταχυτήτων που θα επιφέρει καλύτερους χρόνους στα δυναμικά αγωνίσματα, βελτίωση της οδηγησιμότητας, μείωση βάρους και μετέπειτα η υλοποίηση αυτού του κιβωτίου. Ο διαθέσιμος χρόνος που υπήρχε για τον σχεδιασμό και την υλοποίηση ήταν πραγματικά πολύ λίγος και εδώ θέλω να ευχαριστήσω αυτούς που χωρίς την βοήθεια τους το πρώτο κιβώτιο ταχυτήτων της ομάδας δεν θα γινόταν πραγματικότητα. Αρχικά θέλω να ευχαριστήσω τον καθ. Αθανάσιο Μιχαηλίδη που εδώ και τρία χρόνια έχει συμβάλλει τα μέγιστα σε οτιδήποτε έχω χρειαστεί. Επίσης θέλω να ευχαριστήσω τον Γεώργιο Τάνιο που όχι μόνο τόσα χρόνια βοηθάει την ομάδα αφιλοκερδώς αλλά, μέσω του εργαστηρίου Στοιχεία Μηχανών και Μηχανολογικού σχεδιασμού, ανέλαβε και εξ ολοκλήρου την υλοποίηση του 4-τάχυτου κιβωτίου με μεγάλη επιτυχία βοηθώντας με τις πολύτιμες γνώσεις. Έπειτα θέλω να ευχαριστήσω τον αρχηγό της ομάδας ART 13 Κων/νο Αρβανιτόπουλο για την αμέριστη συμπαράσταση του και τον Χρήστο Αυγερινό που από την αρχή της παρουσίας μου στη ομάδα μέχρι το τέλος με βοήθησε σε ό,τι τον χρειάστηκα. Τέλος θέλω να πω ένα μεγάλο ευχαριστώ σε όλα τα παιδιά της ART 13 που συνεργαστήκαμε επιτυχώς για ένα χρόνο στην ομάδα και ειδικά τον πολύ καλό μου φίλο Σταύρο Βούρο που ευτύχησα να συνεργαστώ ένα χρόνο στην ίδια υποομάδα και να μοιραστούμε μαζί τις γνώσεις και τις εμπειρίες μας βοηθώντας ο ένας τον άλλον. Μα πάνω από όλα τους γονείς μου που με στήριξαν και με στηρίζουν σε οτιδήποτε επιλέγω να κάνω στην ζωή μου. 1

ΠΕΡΙΕΧΟΜΕΝΑ 1. ΕΙΣΑΓΩΓΗ 3 1.1. ΔΙΑΓΩΝΙΣΜΟΣ FORMULA STUDENT 3 1.1. ΑΡΧΗ ΛΕΙΤΟΥΡΓΙΑΣ ΕΡΓΟΣΤΑΣΙΑΚΟΥ 6-ΤΑΧΥΤΟΥ ΚΙΒΩΤΙΟΥ HONDA CBR 600cc 4 2. ΣΧΕΔΙΑΣΜΟΣ 9 2.1. ΣΤΟΧΟΙ ΣΧΕΔΙΑΣΜΟΥ 9 2.1.1 Ανάγκη σχεδιασμού και κατασκευής 4-ταχυτητου κιβωτίου ταχυτήτων 9 2.2. ΠΕΡΙΟΡΙΣΜΟΙ 11 2.2.1 Υπολογισμός μεγεθών σχετικών με το σύστημα μετάδοσης ισχύος 11 2.2.2 Παραδοχές-περιορισμοί στην επιλογή 22 2.3. ΑΝΑΛΥΣΗ 33 2.3.1 Καθορισμός πιθανών σχέσεων μετάδοσης 33 2.3.2 Μοντελοποίηση με τη χρήση του προγράμματος IPG CAR MAKER 45 2.3.3 Επιλογή υλικού κατασκευής 54 2.3.4 Διαδικασία θερμικής κατεργασίας 56 2.3.5 Υπολογισμός μελέτης οδοντοκινήσεων 58 2.3.6 Υπολογισμός έλεγχου αντοχής οδοντοκινήσεων 66 2.3.7 Διαδικασία υλοποίησης 80 3. ΥΛΟΠΟΙΗΣΗ 85 3.1 ΣΤΑΔΙΑ ΚΑΤΑΣΚΕΥΗΣ-ΘΕΡΜΙΚΗΣ ΚΑΤΕΡΓΑΣΙΑΣ 85 3.1.1 Φάση υλοποίησης πρωτεύοντος άξονα 85 3.1.2 Φάση υλοποίησης γραναζιών δευτερεύοντος άξονα 99 4. ΒΙΒΛΙΟΓΡΑΦΙΑ 109 2

1. ΕΙΣΑΓΩΓΗ 1.1 ΔΙΑΓΩΝΙΣΜΟΣ FORMULA STUDENT Ο διαγωνισμός της Formula SAE είναι ένας φοιτητικός διαγωνισμός μηχανολογίας, όπου οι φοιτητές οργανώνουν, διοικούν και αναζητούν χορηγίες για μια αγωνιστική ομάδα, η οποία θα σχεδιάσει και θα κατασκευάσει ένα πρωτότυπο αγωνιστικό μονοθέσιο. Το αυτοκίνητο κατασκευάζεται με βάση την ιδέα ότι, μία φανταστική κατασκευαστική εταιρεία έχει αναθέσει στην ART να αναπτύξει ένα μικρό μονοθέσιο τύπου Formula για παραγωγή 1000 μονάδων το έτος. Το αυτοκίνητο, εκτός από το μηχανολογικό σχεδιασμό και την απόδοση στην πίστα, κρίνεται επίσης για την κοστολόγηση και την παρουσίασή του σε επίδοξους επενδυτές. Η επίσημη αγωνιστική περίοδος ξεκινάει στα μέσα Μαΐου με τον παλαιότερο διαγωνισμό στο Michigan των Η.Π.Α. Στην Ευρώπη οι αγώνες ξεκινούν με το διαγωνισμό της Formula Student στη θρυλική πίστα του Silverstone στο Northampton της Αγγλίας. Το πρόγραμμα συνεχίζει με τους αγώνες στην Αυστρία, στο ιστορικό Hockenheimring της Γερμανίας και στο Fiorano της Ιταλίας. Διαγωνισμοί υπάρχουν επίσης σε χώρες όπως η Ιαπωνία και η Βραζιλία. Οι αγώνες χρηματοδοτούνται από αυτοκινητοβιομηχανίες όπως επίσης και από ομάδες που σχετίζονται με το μηχανοκίνητο αθλητισμό. Η ART έχει συμμετάσχει στους ευρωπαϊκούς αγώνες της Γερμανίας, της Αγγλίας και της Ιταλίας. Ο διαγωνισμός χωρίζεται σε 2 μέρη, στα στατικά και τα δυναμικά αγωνίσματα, με τη συνολική βαθμολογία των 1000 πόντων. Δυναμικά Αγωνίσματα Επιτάχυνση 75 πόντοι Πλαγιοπορεία 50 πόντοι Γύρος Κατάταξης 150 πόντοι Κατανάλωση 100 πόντοι Αντοχή 300 πόντοι Στατικά Αγωνίσματα Μηχανολογικός Σχεδιασμός 150 πόντοι Κοστολόγηση 100 πόντοι Επιχειρηματικό πλάνο 75 πόντοι Εικόνα 1.1.a Formula Student Silverstone UK 2013 3

1.2 ΑΡΧΗ ΛΕΙΤΟΥΡΓΙΑΣ 6-ΤΑΧΥΤΟΥ ΣΕΙΡΙΑΚΟΥ ΚΙΒΩΤΙΟΥ ΚΙΝΗΤΗΡΑ HONDA CBR600cc Το σειριακό κιβώτιο ταχυτήτων είναι ένας ειδικός τύπος κιβώτιου ταχυτήτων το οποίο χρησιμοποιείται κατά το πλείστον στις μοτοσυκλέτες και σε αγωνιστικά οχήματα αγώνων όπως αυτά της Formula I. Το χαρακτηριστικό γνώρισμα αυτού του είδους του κιβωτίου ταχυτήτων είναι ότι οι ταχύτητες επιλέγονται με την σειρά και η άμεση επιλογή μίας συγκεκριμένης ταχύτητας είναι αδύνατη. Εικόνα 1.2.a Σειριακό Κιβώτιο Ταχυτήτων Σε ένα συμβατικό κιβώτιο ταχυτήτων που χρησιμοποιείται σε μη-αυτόματα επιβατικά οχήματα, ο οδηγός έχει την δυνατότητα να αλλάξει σχέση στο κιβώτιο ταχυτήτων μετακινώντας τον μοχλό του κιβωτίου στην κατάλληλη θέση. Ο συμπλέκτης πρέπει να ενεργοποιηθεί ώστε να σταματήσει η μεταφορά ροπής από τον κινητήρα στο κιβώτιο ταχυτήτων πριν την αλλαγή της σχέσης μετάδοσης ώστε να συγχρονιστούν οι στροφές των αξόνων του κιβωτίου και να γίνει η αλλαγή ομαλά. Αυτός ο τύπος κιβωτίου αναφέρεται συχνά με το όνομα H-pattern λόγω της διαδρομής που ακολουθεί ο μοχλός που χειρίζεται ο οδηγός για αλλάξει σχέση στο κιβώτιο. Αυτή η διαδικασία είναι αργή όσον αναφορά αγώνες ταχύτητας και έτσι ενισχύεται η χρησιμοποίηση σειριακού κιβωτίου. Στο διαγωνισμό της Formula Student ένας βασικός κανονισμός για τα μονοθέσια που χρησιμοποιούν κινητήρα εσωτερικής καύσης είναι ο περιορισμός των κυβικών εκατοστών που θα έχει ο κινητήρας, δηλαδή η χωρητικότητα του κινητήρα είναι περιορισμένη. Αυτός ο περιορισμός αναφέρεται στα 600 κυβικά εκατοστά. Για αυτό τον λόγο χρησιμοποιούνται από όλες σχεδόν της ομάδες κινητήρες από μοτοσυκλέτες. Η ομάδα ART από την αρχή λειτουργίας της χρησιμοποιεί κινητήρες HONDA CBR600cc που πληρεί 4

τον συγκεκριμένο κανονισμό. Η παρούσα μελέτη για νέο κιβώτιο ταχυτήτων έγινε στο προαναφερθέν κινητήρα μοντέλου έτους 2007. Όπως προαναφέρθηκε και πιο πάνω οι κινητήρες των μοτοσυκλετών χρησιμοποιούν σειριακά κιβώτια ταχυτήτων. Το ίδιο τύπο χρησιμοποιεί και ο HONDA CBR 600cc : Ένα σειριακό κιβώτιο ταχυτήτων με 6 ταχύτητες. Το κιβώτιο ταχυτήτων εδράζεται στο κάτω μέρος του κινητήρα πάνω από το Κάρτερ. Η ροή της ισχύος έχει ως εξής: Η ισχύς του κινητήρα μεταφέρεται αρχικά από τον στροφαλοφόρο άξονα στον συμπλέκτη και στην συνέχεια μέσω της αρχικής-σταθερής σχέσης μετάδοσης του κινητήρα η ισχύς μεταφέρεται στον πρωτεύων άξονα. Από εκεί ανάλογα με την εκάστοτε σχέση μετάδοσης μέσω οδοντοκίνησης η ισχύς μεταφέρεται στον δευτερεύον άξονα όπου είναι και ο άξονας εξόδου του κινητήρα που δίνει κίνηση στην αλυσίδα της μοτοσυκλέτας. Οι οδοντοκινήσεις των σχέσεων μετάδοσης του κιβωτίου είναι εδρασμένες πάνω στον πρωτεύων και δευτερεύων άξονα. Στην παρακάτω εικόνα απεικονίζονται οι δύο άξονες του κιβωτίου και οι 6 σχέσεις μετάδοσης του κινητήρα. Εικόνα 1.2.b 6-τάχυτο εργοστασιακό κιβώτιο ταχυτήτων HONDA CBR600cc Η ροή ισχύος στο σειριακό κιβώτιο ταχυτήτων δεν διαφέρει και πολύ από το χειροκίνητο κιβώτιο που χρησιμοποιείται από τα επιβατικά οχήματα. Η μεγάλη διαφορά βρίσκεται στον τρόπο με τον οποίο μεταβαίνουμε από την μία σχέση μετάδοσης στην άλλη. Για την αλλαγή ταχύτητας σε σειριακό κιβώτιο χρησιμοποιούνται τα εξής εξαρτήματα τα οποία και φαίνονται στην παρακάτω εικόνα: 5

Ο Κυλινδρικός Επιλογέας (Μύλος) 3 Ψαλίδια (Φουρκέτες) Μετωπικοί σύνδεσμοι (κόμπλερ) Εικόνα 1.2.c Εξαρτήματα του συστήματος αλλαγής ταχυτήτων Ο κυλινδρικός επιλογέας είναι ένα κυλινδρικό εξάρτημα πάνω στο οποίο είναι χαραγμένες τριών ειδών διαδρομές. Πάνω σε κάθε διαδρομή οδηγείται ένα ψαλίδι. Κάθε ψαλίδι συνδέεται με έναν μετωπικό σύνδεσμο με μετωπικά δόντια, το οποίο είναι τοποθετημένο με πολύσφηνο, δύο από αυτά στον δευτερεύον και ένα στο πρωτεύων άξονα. Ο ρόλος των μετωπικών συνδέσμων είναι η σύνδεση του πρωτεύοντος με τον δευτερεύον άξονα μέσω οδοντοκίνησης σε κάθε σχέση μετάδοσης. Ο οδηγός μετακινώντας τον μοχλό στο πόδι του για να αλλάξει ταχύτητα ουσιαστικά περιστρέφει τον επιλογέα κατά μία συγκεκριμένη γωνία. Οι διαδρομές είναι χαραγμένες πάνω στον επιλογέα με αυτόν τον τρόπο ώστε σε κάθε αλλαγή του οδηγού να αναγκάζεται κάθε φορά ένα ψαλίδι να μετακινηθεί πλάγια ώστε να αναγκάσει με την σειρά του τον μετωπικό σύνδεσμο να συμπλεχθεί με το αντίστοιχο γρανάζι για να γίνει η σύνδεση του πρωτεύοντος με τον δευτερεύον άξονα ώστε να μεταφερθεί η ροπή στην έξοδο. Ταυτόχρονα με την αλλαγή ένα άλλο ψαλίδι, που προηγουμένως ανάγκαζε τον αντίστοιχο μετωπικό σύνδεσμο να είναι συμπλεγμένος για την προηγούμενη σχέση μετάδοσης, οδηγείται πάνω στην διαδρομή του και ουσιαστικά αποσυμπλέκει τον αντίστοιχο μετωπικό σύνδεσμο. Για αυτό τον λόγο στις διαδρομές κάθε ψαλιδιού υπάρχουν «νεκρά» σημεία που το ψαλίδι με την θέση του δεν αναγκάζει τους μετωπικούς συνδέσμους να είναι συμπλεγμένοι. Οι διαδρομές είναι χαραγμένες με τέτοιον τρόπο ώστε σε κάθε αλλαγή που επιχειρεί ο οδηγός να έχουμε σειριακή μετάβαση από την μία ταχύτητα στην άλλη. Γι 6

αυτόν τον λόγο οι ταχύτητες είναι τοποθετημένες με τον εξής τρόπο: 1-Ν-2-3-4-5-6 όπου στην Ν (Νεκρά) κανένας μετωπικός σύνδεσμος δεν είναι σε σύζευξη με γρανάζια οπότε δεν έχουμε μεταφορά ισχύος από τον ένα άξονα στον άλλον. Όπως φαίνεται και στην παρακάτω εικόνα η σύνδεση του μετωπικού με το γρανάζι γίνεται με τον εξής τρόπο. Οι μετωπικοί σύνδεσμοι διαθέτουν ειδικά «δόντια» στην περίμετρο τους τα οποία, κατά την πλευρική μετακίνηση του συνδέσμου,τοποθετούνται στις ειδικά διαμορφωμένες κοιλότητες που είναι διαμορφωμένες στα γρανάζια. Εικόνα 1.2.d Μετωπικοί Σύνδεσμοι και γρανάζια του εργοστασιακού κιβωτίου ταχυτήτων 7

Στην παρακάτω εικόνα και στο ακόλουθο πίνακα παρουσιάζονται τα βασικά κομμάτια από τα οποία αποτελείται ο μηχανισμός αλλαγής ταχυτήτων. Εικόνα 1.2.e Ο μηχανισμός αλλαγής ταχυτήτων του σειριακού κιβωτίου κινητήρα HONDA CBR 600cc Part Number Description 2 Fork,R Gearshift 3 Fork,Center Gearshift 4 Fork,L Gearshift 5 Drum Gearshift 7 Shaft, Gearshift Drum 10 Spindle, Gearshift 8

2. ΣΧΕΔΙΑΣΜΟΣ 2.1 ΣΤΟΧΟΙ ΣΧΕΔΙΑΣΜΟΥ 2.1.1 ΑΝΑΓΚΗ ΣΧΕΔΙΑΣΜΟΥ ΚΑΙ ΚΑΤΑΣΚΕΥΗΣ 4-ΤΑΧΥΤΗΤΟΥ ΚΙΒΩΤΙΟΥ ΤΑΧΥΤΗΤΩΝ Η ανάγκη μελέτης, σχεδιασμού και κατασκευής κιβωτίου ταχυτήτων εντάσσεται στα γενικά πλαίσια τροποποίησης και προσαρμογής του κινητήρα στα δεδομένα και απαιτήσεις του διαγωνισμού Formula Student. Όπως αναφέρθηκε ήδη, οι κινητήρες που χρησιμοποιούνται κατά κόρον από τις ομάδες Formula Student είναι κινητήρες μοτοσυκλέτας με ανώτατο όριο κυβικών τα 600cc. Οι συγκεκριμένοι κινητήρες έχουν βελτιστοποιηθεί για να εξυπηρετούν τις ανάγκες μιας μοτοσυκλέτας είτε είναι δρόμου είτε είναι προορισμένη για εκτός δρόμου. Στο διαγωνισμό Formula Student σχεδιάζονται και κατασκευάζονται μονοθέσια τύπου Formula I οπότε όπως είναι φυσικό οι απαιτήσεις του μονοθέσιου είναι διαφορετικές από αυτών μίας μοτοσυκλέτας όπως για παράδειγμα ο διαφορετικός τύπος οχήματος και το διαφορετικό είδος πιστών. Οπότε είναι επιτακτική ανάγκη η προσαρμογή του κινητήρα στις ανάγκες του μονοθέσιου. Μέσα σε αυτά τα πλαίσια προσαρμογής του κινητήρα είναι και η αλλαγή του κιβωτίου ταχυτήτων. Αρχικά όπως αναφέρθηκε και πιο πάνω η ομάδα ART χρησιμοποιεί για κινητήρα έναν HONDA CBR600cc μοντέλο του 2007. Το κιβώτιο ταχυτήτων που έχει ο κινητήρας είναι 6 σχέσεων. Σκοπός είναι η εύρεση των βέλτιστων σχέσεων μετάδοσης που θα αποφέρουν καλύτερους χρόνους στα δυναμικά αγωνίσματα άρα και περισσότερους πόντους. Η πρώτη απόφαση που πρέπει να ληφθεί είναι ο αριθμός των σχέσεων μετάδοσης στο καινούριο κιβώτιο. Τα μειονεκτήματα που παρουσιάζει το 6-ταχυτο κιβώτιο ταχυτήτων στις απαιτήσεις του διαγωνισμού είναι τα εξής: Η 1 η σχέση μετάδοσης έχει υψηλό λόγο μετάδοσης: Η σχέση μετάδοσης της 1 ης ταχύτητας είναι 2.75:1. Με την βοήθεια υπολογισμών που θα αναλυθούν σε επόμενο κεφάλαιο αυτός ο λόγος μετάδοσης αντιστοιχεί σε ροπή 1200Nm @7500rpm στους τροχούς. To μέγεθος της ροπής είναι μεγάλο για τα δεδομένα του ελαστικού με αποτέλεσμα το μονοθέσιο να ολισθαίνει πολύ κατά την εκκίνηση. Ουσιαστικά η 1 η ταχύτητα χρησιμεύει στις μοτοσυκλέτες σε περιπτώσεις υψηλού φορτίου όπως για παράδειγμα σε ανηφόρες κατάσταση που δεν συναντιέται στα δυναμικά αγωνίσματα του διαγωνισμού. Η 6 η σχέση μετάδοσης έχει πολύ χαμηλό λόγο μετάδοσης: Η σχέση μετάδοσης της 6ης ταχύτητας είναι 1,2:1. Με τους ίδιους υπολογισμούς μπορούμε εύκολα να υπολογίσουμε την ταχύτητα του μονοθέσιου έχοντας 6 η ταχύτητα στο κιβώτιο η οποία είναι 130Km/h@12500rpm. Όμως η διαμόρφωση των πιστών στα δυναμικά αγωνίσματα δεν επιτρέπουν το μονοθέσιο να αναπτύξει μεγαλύτερες ταχύτητες των 65Κm/h στο αγώνισμα της αντοχής (endurance) και 100Κm/h στο αγώνισμα της επιτάχυνσης. Πολλές ταχύτητες στο κιβώτιο ταχυτήτων μειώνουν την οδηγησιμότητα του οδηγού. 9

Βάση των παραπάνω μειονεκτημάτων που παρουσιάζει το 6-τάχυτο κιβώτιο ταχυτήτων δημιουργείται η ανάγκη μελέτης, σχεδιασμού και κατασκευής κιβωτίου ταχυτήτων με 4 σχέσεις μετάδοσης αφού όπως αναφέρθηκε και πιο πάνω η 1 η και η 6 η σχέση μετάδοσης δεν συμβαδίζουν με τις ανάγκες του διαγωνισμού. Τα πλεονεκτήματα ενός custom made 4-τάχυτου κιβωτίου είναι τα εξής: Επιλογή των επιθυμητών σχέσεων μετάδοσης: Σχεδιάζοντας ένα κιβώτιο ταχυτήτων εξ ολοκλήρου από την αρχή δίνεται η δυνατότητα μελέτης και επιλογής των βέλτιστων σχέσεων μετάδοσης που θα έχουν σαν αποτέλεσμα την αγωνιστική βελτίωση του μονοθέσιου. Λιγότερες σχέσεις στο κιβώτιο αυξάνουν την απόδοση του οδηγού στην διάρκεια του αγώνα: Αυτό συμβαίνει γιατί κατά την διάρκεια του αγώνα και ειδικά του αγώνα αντοχής, ο οδηγός δεν θα αλλάζει συνεχώς ταχύτητες με αποτέλεσμα να χάνει χρόνο αλλά έχοντας στον κινητήρα ένα κιβώτιο με τον ελάχιστο αριθμό σχέσεων θα έχει σαν αποτέλεσμα και λιγότερες αλλαγές άρα και βελτίωση του χρόνου του. Καλύτεροι Χρόνοι στα δυναμικά αγωνίσματα Μείωση Βάρους Εύκολη Κατασκευή 10

2.2 ΠΕΡΙΟΡΙΣΜΟΙ 2.2.1 ΥΠΟΛΟΓΙΣΜΟΣ ΜΕΓΕΘΩΝ ΣΧΕΤΙΚΩΝ ΜΕ ΤΟ ΣΥΣΤΗΜΑ ΜΕΤΑΔΟΣΗΣ ΤΗΣ ΙΧΣΥΟΣ Για την εύρεση των βέλτιστων σχέσεων μετάδοσης του κιβώτιου ταχυτήτων αρχικά πρέπει να υπολογιστούν κάποια βασικά μεγέθη που σχετίζονται την συνολική μετάδοση της ισχύος από τον κινητήρα στους τροχούς. Η μέγιστη επιτεύξιμη επιτάχυνση του μονοθέσιου περιορίζεται από δύο παράγοντες: η μέγιστη δυνατή ροπή στις ρόδες του μονοθέσιου και η μέγιστη δύναμη τριβής των ελαστικών. Ο πρώτος παράγοντας βασίζεται στην απόδοση του κινητήρα και του συστήματος μετάδοσης ενώ ο δεύτερος παράγοντας βασίζεται στην ποιότητα του ελαστικού. Η μέγιστη εφικτή ισχύς P e μίας μηχανής εσωτερικής καύσης είναι συνάρτηση της γωνιακής ταχύτητας του κινητήρα ω e. Η συνάρτηση αυτή καθορίζεται πειραματικά, παρόλο αυτά η συνάρτηση P e = P e (ω e ) μπορεί να εκτιμηθεί από ένα πολυώνυμο 3 ου βαθμού. Εικόνα 2.2.1.a Τυπικό Διάγραμμα Ισχύος και Ροπής ενός βενζινοκινητήρα 11

Οπότε ισχύει: 3 P e = i ι=1 P ι ω e = P 1 ω e + P 2 ω 2 e + P 3 ω 3 e. Αν χρησιμοποιήσουμε την ω M για να καθορίσουμε την γωνιακή ταχύτητα μετρημένη σε [rad/s], όταν η ισχύς του κινητήρα γίνεται μέγιστη P Μ, μετρημένη σε [W=Nm/s] τότε για βενζινοκινητήρες χρησιμοποιούμε τις παρακάτω σχέσεις: P 1 = P Μ ω M P 2 = P Μ ω M 2 P 3 = P Μ ω M 3 Η εικόνα 2.2.1.a δείχνει ένα δείγμα της απόδοσης ενός βενζινοκινητήρα που παρέχει P Μ = 50kW στα ω M = 586 rad ~5600rpm. s H ροπή του κινητήρα Τ e που παρέχεται από την ισχύ P e ισούται με: Τ e = P e ω e Με τον όρο σύστημα μετάδοσης ισχύος εννοούμε όλα τα μηχανικά μέρη και εξαρτήματα τα οποία μεταφέρουν ροπή και ισχύ από τον κινητήρα στις ρόδες του μονοθέσιου. Στην περίπτωση του μονοθέσιου της ομάδας ART αυτό το σύστημα αποτελείται από τον κινητήρα, τον συμπλέκτη, το κιβώτιο ταχυτήτων, την αλυσοκίνηση, το διαφορικό και τα ημιαξόνια. Ο κινητήρας είναι η πηγή ισχύος του συστήματος μετάδοσης. Η ροπή εξόδου του κινητήρα είναι ίση με Τ e στις ω e. Ο συμπλέκτης συνδέει και αποσυνδέει τον κινητήρα με το υπόλοιπο σύστημα μετάδοσης. Το κιβώτιο ταχυτήτων χρησιμοποιείται για την αλλαγή της σχέσης μετάδοσης του συστήματος μεταξύ του κινητήρα και των τροχών του μονοθέσιου. Η αλυσοκίνηση συνδέει τον δευτερεύον άξονα του κιβωτίου με το διαφορικό. Επίσης η αλυσοκίνηση καθορίζει με τον λόγο των δοντιών και την τελική σχέση μετάδοσης του συστήματος. Το διαφορικό έχει σταθερή σχέση μετάδοσης και ανάλογα με τον τύπο του, επιτρέπει την διαφορετική ταχύτητα (διαφόριση) των τροχών ώστε να γίνεται εφικτή η κίνηση του μονοθέσιου στις στροφές. Τα ημιαξόνια συνδέουν το διαφορικό με τους τροχούς του μονοθέσιου. Στην παρακάτω εικόνα παρουσιάζεται το σύστημα μετάδοσης ισχύος του μονοθέσιου ART13. 12

Εικόνα 2.2.1.b Σύστημα Μετάδοσης Ισχύος μονοθέσιου ART 13 Η ροπή εισόδου και η ροπή εξόδου κάθε επιμέρους μέρους του συστήματος μετάδοσης όπως και η αντίστοιχη γωνιακή ταχύτητα φαίνεται στην εικόνα 2.2.1.c Η διαθέσιμη ισχύς στους τροχούς είναι: P w = ηp e Όπου η<1 υποδεικνύει τον συνολικό βαθμό απόδοσης μεταξύ του κινητήρα και των τροχών. Οι μηχανικές απώλειες του συστήματος μετάδοσης ισχύος προσδιορίζονται κατά τη δυναμομέτρηση σε πέδη οχημάτων μέσω ενός αυτομάτου προγράμματος υπολογισμού. Στο παρακάτω διάγραμμα φαίνονται οι μηχανικές απώλειες ισχύος κατά την μετάδοση ισχύος από τον κινητήρα στις ρόδες. Διάγραμμα 2.2.1.a Μηχανικές Απώλειες Συστήματος Μετάδοσης Ισχύος Όπως φαίνεται παραπάνω οι μηχανικές απώλειες δεν ξεπερνούν τα 3,5 άλογα (HP) στις 11000 rpm, όταν ο κινητήρας στις ίδιες στροφές αποδίδει περί τα 70 άλογα. Δηλαδή το ποσοστό απωλειών σε αυτές τις στροφές δεν ξεπερνάει το 5%. 13

Με αυτό το σκεπτικό, ο βαθμός απόδοσης του συστήματος μετάδοσης ισχύος τέθηκε ίσος με 95%, η = 0, 95 Η σχέση μεταξύ της γωνιακής ταχύτητας του κινητήρα και της ταχύτητας του οχήματος δίνεται από την παρακάτω σχέση: υ x = R wω e i g i α i τ όπου i g είναι η εκάστοτε σχέση μετάδοσης του κιβωτίου, i α είναι η αρχική σχέση μετάδοσης, i τ η τελική σχέση μετάδοσης, ω e η γωνιακή ταχύτητα του κινητήρα και R w είναι η ακτίνα του ελαστικού. Η σχέση μετάδοσης ή λόγος μετάδοσης του κιβωτίου i είναι ο λόγος της γωνιακής ταχύτητας εισόδου προς την γωνιακή ταχύτητα εξόδου. i = ω in ω out Εικόνα 2.2.1.c Ροπές και γωνιακές ταχύτητες των επιμέρους μερών του συστήματος μετάδοσης ισχύος. Ο τύπος που συνδέει την γωνιακή ταχύτητα του κινητήρα με την ταχύτητα του οχήματος προκύπτει με τον εξής τρόπο: Ο κινητήρας συνδέεται με τους τροχούς του μονοθέσιου μέσω του συστήματος μετάδοσης. Λόγω της ύπαρξης τριβής στο σύστημα μετάδοσης και ειδικά στο κιβώτιο και στον συμπλέκτη η ισχύς στους τροχούς είναι πάντα μικρότερη της ισχύς που βγαίνει από τον κινητήρα. Η απόδοση του συστήματος δίνεται από τον παρακάτω τύπο: η = P out P in. 14

H ισχύς στους τροχούς είναι η ισχύς εξόδου του συστήματος μετάδοσης: P w = P out και η ισχύς του κινητήρα είναι η ισχύς εισόδου στο σύστημα μετάδοσης: P in = P e. Έτσι προκύπτει η παρακάτω σχέση: P w = ηp e. H εικόνα 2.2.1.d δείχνει έναν τροχό του οχήματος με ακτίνα R w και γωνιακή ταχύτητα ω w και διαμήκης ταχύτητα υ x. Ισχύει: υ x = ω w R w. Ανάμεσα στον κινητήρα και στους τροχούς υπάρχουν οι εξής σχέσεις μετάδοσης: η αρχική σχέση μετάδοσης i α, η εκάστοτε σχέση μετάδοσης του κιβωτίου i g και η τελική σχέση μετάδοσης της αλυσοκίνησης i τ. i ολ = i a i g i τ Οπότε η γωνιακή ταχύτητα του κινητήρα ω e είναι n φορές της γωνιακής ταχύτητας του τροχού ω w. ω e = i a i g i τ ω w Οπότε θα έχουμε: Εικόνα 2.2.1.d Σχηματική αναπαράσταση τροχού. υ x = R wω e i g i τ i a 15

Oι κινητήρες εσωτερικής καύσης δεν μπορούν να λειτουργήσουν κάτω από μία ελάχιστη γωνιακή ταχύτητα ω min. Αυτό έχει ως συνέπεια το όχημα να μην μπορεί να κινηθεί πιο σιγά από μία ελάχιστη ταχύτητα υ min ενώ ο κινητήρας είναι συνδεδεμένος στους τροχούς. υ min = R wω min i g i a i τ Στο ξεκίνημα και στο σταμάτημα το όχημα χρειάζεται να έχει ταχύτητες μικρότερες της υ min. Για αυτό τον λόγο χρησιμοποιείται ο συμπλέκτης κατά το ξεκίνημα, σταμάτημα και αλλαγή σχέσης μετάδοσης. Ας θεωρήσουμε ένα όχημα με μόνο έναν τροχό. Τότε, η διαμήκης ταχύτητα υ x του οχήματος είναι ανάλογη της γωνιακής ταχύτητας του κινητήρα ω e και η δύναμη τριβής του ελαστικού F x είναι ανάλογη της ροπής του κινητήρα Τ e. ω e = i gi a i τ υ R x w Η σχέση που συνδέει την δύναμη τριβής F x με την ακτίνα του ελαστικού και την ροπή είναι: F x = T w R w H σχέση που συνδέει την ροπή του κινητήρα με αυτήν του τροχού είναι: T w = ηi g i a i τ T e Οπότε προκύπτει από τις παραπάνω σχέσεις η τελική σχέση που συνδέει την δύναμη τριβής του ελαστικού με την ροπή στην έξοδο του κινητήρα. R w T e = 1 F η i g i a i x τ όπου R w είναι η ακτίνα του ελαστικού, i g i a i τ η συνολική σχέση μετάδοσης του συστήματος μετάδοσης της ισχύος και η ο συνολικός βαθμός απόδοσης. Oι εξισώσεις της ταχύτητας και της ροπής μπορούν να χρησιμοποιηθούν για να υπολογισθούν οι σχέσεις μετάδοσης του κιβωτίου όπως και η επίδοση του οχήματος. Θεωρητικά ο κινητήρας πρέπει να δουλέψει στην μέγιστη ισχύ του για να έχει την καλύτερη επίδοση. Παρόλο αυτά, για να ελέγξεις την ταχύτητα του οχήματος χρειάζεται να αλλάζεις την γωνιακή ταχύτητα του κινητήρα. Έτσι, διαλέγουμε ένα εύρος γωνιακών ταχυτήτων (ω 1, ω 2 ), περίπου ω Μ το οποίο σχετίζεται με την μέγιστη ισχύ P M και σαρώνουμε το εύρος επανειλημμένα σε διαφορετικές σχέσεις μετάδοσης. Το εύρος (ω 1, ω 2 ) καλείται εύρος λειτουργίας του κινητήρα. Σαν γενικό οδηγό καθοδήγησης, μπορούμε να χρησιμοποιήσουμε τις ακόλουθες συστάσεις στην επιλογή των σχέσεων μετάδοσης ενός κιβωτίου. 1. Επιλογή της συνολικής σχέσεως μετάδοσης n = 1 όταν το όχημα κινείται στην εθνική οδό ή όταν φθάνει στην μέγιστη ταχύτητα του. Επιλέγοντας n = 1 σημαίνει 16

ότι η γωνιακή ταχύτητα του πρωτεύοντος άξονα συμπίπτει με την γωνιακή ταχύτητα του δευτερεύοντος άξονα. Σε συμβατικά κιβώτια η άμεση σύνδεση των δύο αξόνων μεγιστοποιεί την μηχανική απόδοση του κιβωτίου. 2. Η πρώτη ταχύτητα i 1 πρέπει να επιλεγεί με βάση την μέγιστη επιθυμητή ροπή στους τροχούς του οχήματος. Η μέγιστη απαιτούμενη ροπή στους τροχούς καθορίζεται για παράδειγμα από την κλίση μίας ανηφόρας που θέλει να ανέβει το όχημα. 3. Μπορούμε να καθορίσουμε τις ενδιάμεσες σχέσεις μετάδοσης χρησιμοποιώντας την συνθήκη ευστάθειας του κιβωτίου. Η συνθήκη ευστάθειας εξασφαλίζει ότι η ταχύτητα του κινητήρα δεν ξεπερνάει την μέγιστη επιτρεπόμενη ταχύτητα αν μεταβούμε από μία ταχύτητα i j σε μία ταχύτητα i j 1, όταν ο κινητήρας λειτουργεί στην μέγιστη ροπή στην n i. 4. Η τιμή c g για κοντινές σχέσεις μετάδοσης ισούται, c g = i j 1 i j και μπορεί να επιλεγεί στο εύρος 1 c g 2 Για τον καθορισμό των ενδιάμεσων σχέσεων μετάδοσης, υπάρχουν δύο προτεινόμενες μέθοδοι: Γεωμετρική Προοδευτική Γεωμετρικό κιβώτιο ταχυτήτων Όταν ο λόγος μετάβασης από μία σχέση μετάδοσης σε μία άλλη είναι σταθερός καλούμε το κιβώτιο geometric. Η συνθήκη για ένα γεωμετρικό κιβώτιο είναι η εξής: i j = i j 1 c g όπου το c g είναι σταθερό και καλείται step jump. Ένα γεωμετρικό κιβώτιο έχει σταθερό λόγο σε κάθε αλλαγή ταχύτητας. Οπότε ένα γεωμετρικό κιβώτιο πρέπει να έχει ένα διάγραμμα στροφών ταχύτητας οχήματος σαν το διάγραμμα 2.2.1.a. 17

Διάγραμμα 2.2.1.b Geometric Gearbox Το εύρος λειτουργίας του κινητήρα καθορίζεται από δύο ακραίες τιμές (ω 1, ω 2 ) {(ω 1, ω 2 ), ω 1 < ω Μ < ω 2 } Όταν οι στροφές του κινητήρα φθάσουν την μέγιστη τιμή ω 2 στην ταχύτητα i με σχέση μετάδοσης n i, αλλάζουμε ταχύτητα και μεταβαίνουμε στην n i+1 οπότε οι στροφές του κινητήρα πέφτουν στην τιμή ω 1. Η μεταβολή των στροφών σε κάθε αλλαγή ταχύτητας από n i σε n i+1 παραμένει σταθερή. Χρησιμοποιώντας την εξίσωση ταχύτητας που υπολογίσαμε πιο πριν έχουμε: Και έτσι, Δω = ω 2 ω 1 = i τi j 1 i a υ R x i τi j i α υ w R x w = (i j 1 i j ) i τi a R w υ x ω 2 ω 1 ω 1 = i j 1 i j n i ω 2 ω 1 1 = i j 1 i j 1 18

ω 2 = i j 1 = const ω 1 i j Ας καθορίσουμε την μέγιστη ταχύτητα του οχήματος v i στην σχέση μετάδοσης n i και v i 1 στην σχέση μετάδοσης n i 1 Ισχύει ότι: οπότε προκύπτει: ω 2 = i αi j 1 i τ R w υ i 1 = i αi j i τ υ R i w i j 1 i j = υ i υ i 1 = c g Ο όρος Δυ i της διαφοράς δηλαδή μεταξύ των μέγιστων ταχυτήτων του οχήματος ανάμεσα σε δύο κοντινές σχέσεις μετάδοσης ονομάζεται speed span. Δυ i = υ i υ i 1 Γνωρίζοντας τώρα το step jump και την μέγιστη ταχύτητα υ i σε κάθε σχέση μετάδοσης n i, είναι αρκετά για να υπολογίσουμε και την μέγιστη ταχύτητα στις άλλες σχέσεις μετάδοσης. c g = c g υ i 1 υ i 1 = 1 c g υ i Προοδευτικό κιβώτιο ταχυτήτων υ i+1 = c g υ i Όταν το speed span του οχήματος ανάμεσα σε δύο σχέσεις μετάδοσης παραμένει σταθερό τότε το κιβώτιο ονομάζεται progressive. Η συνθήκη για να θεωρείται ένα κιβώτιο progressive είναι i j = i ji j 1 2i j 1 i j όπου n i, n i 1, n i+1 είναι τρείς διαδοχικές σχέσεις μετάδοσης του κιβωτίου. Ένα progressive κιβώτιο ταχυτήτων έχει σταθερό speed span σε κάθε ταχύτητα. Έτσι το διάγραμμα στροφές κινητήρα-ταχύτητα οχήματος πρέπει να είναι όπως το διάγραμμα 2.2.1.b. 19

Διάγραμμα 2.2.1.c Progressive Gearbox Αν ορίσουμε ότι η μέγιστη ταχύτητα στην σχέση n i είναι v i, στην n i 1 είναι v i 1 και στην n i+1 είναι v i+1 τότε θα έχουμε ω 2 = i τi j 1 i a R w υ i 1 = i τi j i a R w Η διαφορά μεταξύ δύο μέγιστων ταχυτήτων είναι υ i = i τi j+1 i a υ R i+1 w Δυ i = υ i υ i 1 και έτσι, = υ i+1 υ i υ i+1 + υ i 1 = 2υ i υ i+1 υ i + υ i 1 υ i = 2 i j i j + = 2 i j+1 i j 1 i j+1 = i ji j 1 2i j 1 i j Επίσης το step jump ενός προοδευτικού κιβωτίου μειώνεται στις υψηλότερες σχέσεις μετάδοσης. Αν το step jump c g ανάμεσα σε δύο διαδοχικές σχέσεις μετάδοσης n i και n i+1 είναι, 20

c gi = i j i j+1 Και έτσι για progressive κιβώτιο ισχύει: c gi = 2 1. c gi 1 21

2.2.2 ΠΑΡΑΔΟΧΕΣ-ΠΕΡΙΟΡΙΣΜΟΙ ΣΤΗΝ ΕΠΙΛΟΓΗ Μετά τον προσδιορισμό των σχέσεων για τον υπολογισμό των κατάλληλων μεγεθών που συνδέονται με το σύστημα μετάδοσης της ισχύος είναι αναγκαίο να προσδιοριστούν οι παραδοχές και οι περιορισμοί που συνδέονται με κάθε σχέση μετάδοσης. Οι περιορισμοί ουσιαστικά διευκολύνουν την επιλογή των βέλτιστών σχέσεων μετάδοσης στο κιβώτιο με την μείωση του εύρους όλων των δυνατών σχέσεων μετάδοσης για κάθε ταχύτητα. Πριν όμως αναφερθούν αυτοί οι περιορισμοί, χρησιμοποιώντας τις σχέσεις που αποδείχθηκαν στο προηγούμενο κεφάλαιο θα υπολογιστούν τα διάφορα μεγέθη που συνδέονται με το σύστημα μετάδοσης ισχύος για το 6-τάχυτο κιβώτιο του κινητήρα. Τα δεδομένα που χρειαζόμαστε για τον υπολογισμό των κατάλληλων μεγεθών είναι οι διάφορες σχέσεις μετάδοσης από τον κινητήρα μέχρι τους τροχούς, η ενεργός ακτίνα του ελαστικού, ο συνολικός βαθμός απόδοσης του συστήματος μετάδοσης ισχύος και η ροπή, ισχύς του κινητήρα ανάλογα με την γωνιακή ταχύτητα του. Η ροπή και η ισχύς του κινητήρα μετρήθηκε στην πειραματική διάταξη της πέδης ή αλλιώς δυναμόμετρο. Στην συγκεκριμένη διάταξη ο κινητήρας συνδέεται κατευθείαν στον μετρητικό και βοηθητικό εξοπλισμό του δυναμόμετρου. Το δυναμόμετρο με τη σειρά του δημιουργεί μια τεχνητή αντίσταση έτσι ώστε να μετρηθεί η μέγιστη περιστροφική δύναμη του κινητήρα σε όλες τις στροφές περιστροφής του. Μέσω του εγκεφάλου που είναι συνδεδεμένος στον κινητήρα ο χρήστης μπορεί να μεταβάλλει σε κάθε στροφή και σχέση την παροχή καυσίμου ώστε να επιτύχει την βέλτιστη απόδοση του. Με αυτόν τον τρόπο δημιουργείται ο χάρτης του κινητήρα. Στον πίνακα 2.2.2.a παρουσιάζονται η ισχύς και η ροπή του κινητήρα για όλο το εύρος στροφών του κινητήρα. Όπως φαίνεται και στον παρακάτω πίνακα η μέγιστη ροπή του κινητήρα ανέρχεται στα 55,41 Nm στις 8000rpm και η μέγιστη ισχύς μετρήθηκε 67Ηp στις 12000rpm 22

RPM HP Torque (Nm) 4000 19,7 37,99614852 5150 20,6 49,12359201 5500 21,2 50,75199838 6100 30,1 51,11386646 6500 37,4 49,75686116 7000 39,7 52,01853666 7700 43 56,31572013 8000 49,9 55,41104992 8500 58 52,01853666 9000 58,8 49,0783585 9500 62,6 46,59051545 10150 66,6 40,71015913 10600 65,5 36,18680811 11100 65,7 36,18680811 12000 67 33,92513261 Πίνακας 2.2.2.a Ροπή και ισχύς συναρτήσει των στροφών του κινητήρα Στον πίνακα 2.2.2.b παρουσιάζονται συνοπτικά τα υπόλοιπα μεγέθη που χρησιμοποιούνται για τον υπολογισμό των μεγεθών και αναφέρθηκαν προηγουμένως. Μέγεθος Τιμή Σταθερή σχέση κινητήρα-κιβωτίου n i = 38 18 = 2.11 Τελική σχέση μετάδοσης (αλυσίδα) n α = 41 11 = 3,727 Ενεργός ακτίνα ελαστικού R w = 254mm Συνολικός βαθμός απόδοσης συστήματος η = 0,92 1 η σχέση μετάδοσης n 1 = 33 12 = 2.75 2 η σχέση μετάδοσης n 2 = 32 16 = 2 3 η σχέση μετάδοσης n 3 = 30 18 = 1,66 4 η σχέση μετάδοσης n 4 = 26 18 = 1,44 5 η σχέση μετάδοσης n 5 = 30 23 = 1,304 6 η σχέση μετάδοσης n 6 = 29 24 = 1,208 Πίνακας 2.2.2.b 23

Με την χρήση των παραπάνω μεγεθών μπορεί εύκολα να υπολογιστεί η ροπή του οχήματος στους τροχούς σε σχέση με τις στροφές του κινητήρα και την εκάστοτε σχέση μετάδοσης που έχει το μονοθέσιο. Στον παρακάτω πίνακα 2.2.2.c παρουσιάζονται τα αναφερθέν μεγέθη. Torque at wheels(nm) 1st gear 2nd gear 3rd gear 4th gear 5th gear 6th gear Σχέση μετάδοσης κιβωτίου/rpm 2,75 2 1,666666667 1,444444444 1,304347826 1,208333333 4000 756,4188811 550,1228226 458,4356855 397,3109275 358,7757539 332,365872 5150 977,9415535 711,2302207 592,6918506 513,6662705 463,8457961 429,7015917 5500 1010,359506 734,8069131 612,3390942 530,6938817 479,2218998 443,9458433 6100 1017,563495 740,0461781 616,7051484 534,4777953 482,6388118 447,1112326 6500 990,5485348 720,3989344 600,3324453 520,2881193 469,825392 435,2410229 7000 1035,573468 753,1443405 627,6202838 543,9375793 491,1810916 455,0247057 7700 1121,120842 815,3606121 679,4671768 588,8715532 531,756921 492,6137032 8000 1103,110868 802,2624497 668,5520414 579,4117692 523,2146411 484,70023 8500 1035,573468 753,1443405 627,6202838 543,9375793 491,1810916 455,0247057 9000 977,0410548 710,5753126 592,1460938 513,1932813 463,4186821 429,305918 9500 927,5136281 674,5553659 562,1294715 487,1788753 439,9274125 407,5438669 10150 810,4488012 589,41731 491,1810916 425,6902794 384,4025935 356,1062914 10600 720,3989344 523,9264978 436,6054148 378,3913595 341,6911942 316,5389257 11100 720,3989344 523,9264978 436,6054148 378,3913595 341,6911942 316,5389257 12000 675,374001 491,1810916 409,3175764 354,7418995 320,3354946 296,7552429 Πίνακας 2.2.2.c Στον πίνακα 2.2.2.d παρουσιάζεται η ταχύτητα του μονοθέσιου συναρτήσει των στροφών του κινητήρα και της εκάστοτε σχέση μετάδοσης που υπάρχει στο κιβώτιο ταχυτήτων. Vehicle Speed (Km/h) 1st gear 2nd gear 3rd gear 4th gear 5th gear 6th gear Σχέση μετάδοσης κιβωτίου/rpm 2,75 2 1,666666667 1,444444444 1,304347826 1,208333333 4000 17,7006767 24,33843046 29,20611655 33,69936525 37,3189267 40,28429869 5150 22,78962125 31,33572922 37,60287506 43,38793276 48,04811813 51,86603457 5500 24,33843046 33,46534188 40,15841026 46,33662722 51,31352422 55,3909107 6100 26,99353196 37,11610645 44,53932774 51,39153201 56,91136322 61,43355551 6500 28,76359963 39,5499495 47,4599394 54,76146853 60,6432559 65,46198537 7000 30,97618422 42,5922533 51,11070397 58,97388919 65,30812173 70,49752271 7700 34,07380264 46,85147863 56,22177436 64,87127811 71,83893391 77,54727498 8000 35,4013534 48,67686092 58,4122331 67,3987305 74,63785341 80,56859738 8500 37,61393798 51,71916473 62,06299767 71,61115116 79,30271925 85,60413472 9000 39,82652257 54,76146853 65,71376224 75,82357182 83,96758509 90,63967206 9500 42,03910716 57,80377234 69,36452681 80,03599247 88,63245092 95,67520939 10150 44,91546712 61,75876729 74,11052075 85,51213933 94,69677651 102,2214079 10600 46,90679325 64,49684072 77,39620886 89,30331792 98,89515577 106,7533915 11100 49,11937784 67,53914453 81,04697343 93,51573857 103,5600216 111,7889289 12000 53,10203009 73,01529138 87,61834965 101,0980958 111,9567801 120,8528961 Πίνακας 2.2.2.d 24

Στα διαγράμματα που ακολουθούν παρουσιάζεται αρχικά η ροπή στους τροχούς συναρτήσει της ταχύτητας του μονοθέσιου και η ταχύτητα του μονοθέσιου συναρτήσει των στροφών του κινητήρα. Διάγραμμα 2.2.2.a Wheel Torque-Vehicle Speed Διάγραμμα 2.2.2.b Engine Speed-Vehicle Speed Από τα παραπάνω μεγέθη μπορούμε να εξάγουμε τα εξής συμπεράσματα. Αρχικά στον πίνακα που παρουσιάζει την ροπή στους τροχούς του μονοθέσιου μπορεί εύκολα να διαπιστωθεί ότι η μέγιστη ροπή βρίσκεται στις 7700rpm και ισούται με 1121Νm που είναι 25

αρκετά πάνω από αυτό που μπορεί να μεταφέρει το ελαστικό στον δρόμο. Έτσι με αυτήν την σχέση μετάδοσης έχουμε ολίσθηση του τροχού κατά την εκκίνηση του μονοθέσιου. Επίσης στον πίνακα 2.2.2.d παρατηρούμε ότι η τελική ταχύτητα του μονοθέσιου βρίσκεται στις 12000rpm και ισούται με 120,8Κm/h ταχύτητα η οποία ουσιαστικά δεν χρειάζεται στις απαιτήσεις του διαγωνισμού από την στιγμή που οι πίστες του endurance και του autocross είναι διαμορφωμένες ώστε να μην αναπτύσσονται μεγαλύτερες ταχύτητες των 105Κm/h. Έχοντας υπόψη μας τις τιμές των παραπάνω μεγεθών μπορούμε εύκολα να προσδιορίσουμε όλους τους περιορισμούς που πρέπει να λάβουμε υπόψη μας κατά των υπολογισμό των σχέσεων μετάδοσης του 4-τάχυτου κιβωτίου. Οι παράμετροι και οι περιορισμοί είναι οι εξής: 1. Μέγιστη δυνατή Ροπή που μπορεί να μεταφέρει το ελαστικό. 2. Η διαμόρφωση της πίστας. 3. Μέγιστη επιθυμητή ταχύτητα. 4. % πτώσης από μία σχέση μετάδοσης σε μία άλλη. 5. Δεδομένη αξονική απόσταση λειτουργίας των γραναζιών. 6. Συγκεκριμένος χώρος στο κέλυφος του κινητήρα. 1) Μέγιστη Δυνατή Ροπή που μπορεί να μεταφέρει το ελαστικό Η μέγιστη δυνατή επιτάχυνση ενός οχήματος εξαρτάται από την μέγιστη δύναμη που μπορούν να δεχθούν τα ελαστικά χωρίς να ολισθήσουν. Αυτή η δύναμη εξαρτάται από το συντελεστή τριβής και από την κάθετη δύναμη που αναπτύσσεται ανάμεσα στο οδόστρωμα και στο ελαστικό. Έτσι η ροπή εκκίνησης που αντιστοιχεί στην μέγιστη ροπή της 1 ης σχέσης μετάδοσης πρέπει να είναι ίση και λίγο μεγαλύτερη με την μέγιστη ροπή που μπορούν να παραλάβουν τα ελαστικά και όχι μεγαλύτερη γιατί σε αυτήν την περίπτωση τα ελαστικά θα ολισθήσουν έντονα και θα έχουμε απώλεια πρόσφυσης οπότε και χρονική καθυστέρηση κατά την εκκίνηση. Η μέγιστη ροπή που μπορούν να παραλάβουν τα ελαστικά είναι γνωστή και προέρχεται από δεδομένα δοκιμών που έχει πραγματοποιήσει η κατασκευάστρια εταιρία. Αυτά τα δεδομένα ωστόσο είναι απόρροια αποτελεσμάτων για συγκεκριμένες συνθήκες ατμοσφαιρικές και οδοστρώματος. Η πρόσφυση εξαρτάται από την κατανομή του βάρους στο μονοθέσιο που μεταβάλλεται ανάλογα με τις εκάστοτε συνθήκες. Το βάρος μεταφέρεται πίσω κατά την επιτάχυνση. Οπότε η μέγιστη ροπή των ελαστικών αλλάζει ανάλογα με τις συνθήκες οδήγησης. Τα δεδομένα είναι αξιόπιστα και μπορεί να τα εμπιστευθεί κανείς έχοντας υπ όψιν τη σχετικά μικρή μεταβλητότητα που συνοδεύει αυτά τα δεδομένα ανάλογα με τις συνθήκες. Στην παρακάτω εικόνα παρουσιάζεται σε κοινό διάγραμμα η μέγιστη ροπή που μπορεί να παραλάβει το ελαστικό για ιδανικές συνθήκες πρόσφυσης αλλά και η περιβάλλουσα καμπύλη ροπής από τον κινητήρα στα ελαστικά για συγκεκριμένες σχέσεις μετάδοσης συναρτήσει της ταχύτητας του οχήματος. Οι σχέσεις μετάδοσης είναι αυτές του εργοστασιακού κιβωτίου της HONDA. 26

Διάγραμμα 2.2.2.b Μέγιστη Ροπή από κινητήρα Οριακή ροπή ελαστικών Όπως φαίνεται και από το παραπάνω διάγραμμα η περιοχή της ροπής που βρίσκεται πάνω από την κόκκινη γραμμή δηλαδή το όριο ροπής που μπορούν να μεταφέρουν τα ελαστικά είναι ανεπιθύμητη γιατί παρατηρείται έντονη ολίσθηση. Κατά την εκκίνηση του μονοθέσιου οι στροφές του οχήματος δεν είναι στις ρελαντί αλλά στις 11000rpm από την στιγμή που οδηγός πατάει τέρμα το γκάζι. Έτσι κατά την επιτάχυνση το όχημα βρίσκεται εκτός ορίων οπότε έχουμε έντονη ολίσθηση. Ακόμα φαίνεται από το διάγραμμα ότι η μέγιστη ροπή που μπορούν να δεχθούν τα ελαστικά δεν είναι σταθερή για κάθε σχέση μετάδοσης αλλά μεταβάλλεται. Η μέγιστη δύναμη που μπορούν να δεχθούν τα ελαστικά εξαρτάται από το κάθετο φορτίο που ασκείται στον τροχό. Για κάθε κάθετο φορτίο υπάρχει μια συγκεκριμένη τιμή του Slip Ratio των ελαστικών για την οποία μεγιστοποιείται η διαμήκης δύναμη. Το κάθετο φορτίο στο ελαστικό είναι άθροισμα του βάρους του μονοθέσιου που αντιστοιχεί στον τροχό συν την μεταφορά βάρους που υφίσταται λόγο επιτάχυνσης. Όπως αναφέρθηκε και πιο πριν δεν θέλουμε να είμαστε τελείως κάτω από το όριο καθώς η μέγιστη διαμήκης δύναμη στο ελαστικό βελτιστοποιείται για μία τιμή Slip Ratio του ελαστικού διάφορη του μηδενός. Δηλαδή, μία μικροολίσθηση του τροχού είναι απαραίτητη για να μεγιστοποιηθεί η μέγιστη διαμήκης δύναμη. Η τιμή του βέλτιστου Slip Ratio μεταβάλλεται συνεχώς σε συνάρτηση της ταχύτητας οχήματος κατά την επιτάχυνση. Περιοχές έντονης ολίσθησης των ελαστικών, μπορούν να περιορισθούν με χρήση Launch Control ή ακόμα καλύτερα με κατάλληλη ρύθμιση των αναρτήσεων προς αύξηση της μεταφοράς βάρους στο πίσω τροχό κατά την εκκίνηση μέσω αύξησης του ύψους του κέντρου βάρους ώστε να αυξηθεί το μέγιστο όριο πρόσφυσης. Σύμφωνα με τα παραπάνω η βέλτιστη σχέση μετάδοσης για τη 1 η ταχύτητα κυμαίνεται σε ένα επιτρεπτό εύρος ώστε να αποφύγουμε κυρίως τις έντονες ολισθήσεις κατά την εκκίνηση του οχήματος. 27

2) Η διαμόρφωση της πίστας Η διαμόρφωση της πίστας είναι μία σημαντική παράμετρος που επηρεάζει την επιλογή της βέλτιστης σχέσης μετάδοσης του κινητήρα. Αρχικά για την πίστα της επιτάχυνσης: Οι κανονισμοί του διαγωνισμού αναφέρουν ότι η γεωμετρία της πίστας είναι μια ευθεία με μήκος 75 μέτρων από το σημείο της εκκίνησης μέχρι το σημείο του τερματισμού και πλάτος 4,9m. Αυτό σημαίνει ότι ο οδηγός δεν έχει μεγάλα περιθώρια όπως θα είχε ας πούμε αν το μήκος της πίστας ήταν 100m να αναπτύξει ταχύτητες πάνω από τα 110km/h. Αντιθέτως όμως θέλει να μεταφέρει όσο περισσότερη ροπή γίνεται στους τροχούς κατά την εκκίνηση. Στο δε δυναμικό αγώνισμα του skid pad (πλαγιολίσθηση ) δεν επηρεάζει η σχέση μετάδοσης αλλά δοκιμάζεται μόνο η δυναμική συμπεριφορά του μονοθέσιου. Ο οδηγός στο συγκεκριμένο αγώνισμα χρησιμοποιεί μόνο μία σχέση μετάδοσης στο κιβώτιο. Τέλος στα δυναμικά αγωνίσματα του autocross και του endurance τα δεδομένα διαφέρουν για τον μονοθέσιο όσον αναφορά στις σχέσεις μετάδοσης σε σύγκριση με τα άλλα δυναμικά αγωνίσματα. Σύμφωνα με τους κανονισμούς του διαγωνισμού στο autocross η μέση ταχύτητα που αναπτύσσεται κυμαίνεται στο εύρος μεταξύ των 40Km/h και 48Κm/h. Όσο αναφορά την γεωμετρία της πίστας ισχύουν τα εξής: Ευθείες: Όχι μεγαλύτερες των 60m με στροφές τύπου φουρκέτας στο τέλος κάθε ευθείας και όχι μεγαλύτερες των 45m όταν έχουμε κανονική στροφή. Στροφές: 23m-45m διάμετρος. Στροφές τύπου φουρκέτας: Ελάχιστη εξωτερική διάμετρος 9m. Slaloms: Κώνοι σε ευθεία γραμμή με κενό από 7,62m μέχρι 12,19. Στο αγώνισμα του endurance οι κανονισμοί αναφέρουν ότι η μέση ταχύτητα κυμαίνεται μεταξύ των 48km/h και 57Km/h με μέγιστη ταχύτητα να μην ξεπερνά τα 105Km/h. Όσον αναφορά την γεωμετρία της πίστας ισχύουν τα εξής: Ευθείες: Όχι μεγαλύτερες των 77m με στροφές τύπου φουρκέτας στο τέλος κάθε ευθείας και όχι μεγαλύτερες των 61m όταν έχουμε κανονική στροφή. Στροφές: 30m-54m διάμετρος. Στροφές τύπου φουρκέτας: Ελάχιστη εξωτερική διάμετρος 9m. Slaloms: Κώνοι σε ευθεία γραμμή με κενό από 9m μέχρι 15m. Επίσης όσον αναφορά τα δυναμικά αγωνίσματα του autocross και του endurance μία ακόμα παράμετρος που πρέπει να ληφθεί υπόψη είναι η οδηγησιμότητα, δηλαδή το πόσο εύκολα οδηγεί ο οδηγός το μονοθέσιο. Αυτό είναι σημαντικό στην επιλογή των σχέσεων μετάδοσης επειδή στην όσο λιγότερες αλλαγές κάνει ο οδηγός κατά την διάρκεια του αγώνα τόσο πιο εύκολο είναι για αυτόν να επικεντρωθεί στον αγώνα. Οπότε λιγότερες αλλαγές στο endurance και στο autocross μειώνουν τους χρόνους του οδηγού. 3) Μέγιστη επιθυμητή ταχύτητα Η μέγιστη επιθυμητή ταχύτητα είναι μία παράμετρος χρήσιμη για την επιλογή της 4 ης σχέσης μετάδοσης. Η τελική ταχύτητα προκύπτει κυρίως από τις ανάγκες του διαγωνισμού δηλαδή όπως αναφέρθηκε και πιο πάνω από την διαμόρφωση της πίστας η οποία καθορίζει το τι τελική ταχύτητα θα αναπτυχθεί. 28

4) Η % πτώση από την μία ταχύτητα στην άλλη. Στοn πίνακα 2.2.2.e παρουσιάζεται η επί της % πτώση από την μετάβαση από μία ταχύτητα σε μία άλλη. Για την ομαλότερη λειτουργία του κιβωτίου σκοπός είναι η μείωση του ποσοστό αυτού ώστε η μετάβαση από την μία σχέση μετάδοσης στην άλλη να είναι πιο ομαλή. Στο 6-τάχυτο κιβώτιο του κινητήρα η συνολική επί της % πτώση από την 1 η στην 6 η ταχύτητα ισούται με 56,06%. 27,27% 16,66% 13,33% 9,699% εεεεε 7,361% 56,06% Πίνακας 2.2.2.e 5) Δεδομένη αξονική απόσταση λειτουργίας των γραναζιών Η αξονική απόσταση λειτουργίας α όπως δείχνει και η εικόνα 2.2.2.a είναι η απόσταση των δύο κέντρων των οδοντωτών τροχών μετά την μετατόπιση κατατομής. Αυτό το μέγεθος πρέπει να θεωρηθεί δεδομένο κατά τον γεωμετρικό υπολογισμό των γραναζιών που βέβαια επηρεάζει και την σχέση μετάδοσης γιατί ισούται από την απόσταση που υπάρχει μεταξύ του πρωτεύοντος άξονα και του δευτερεύοντος απόσταση που καθορίζεται από το ίδιο το κέλυφος οπότε παραμένει αμετάβλητη και ισούται με 62mm. Στην εικόνα 2.2.2.b φαίνεται η απόσταση μεταξύ των κέντρων του κελύφους του κινητήρα όπου εδράζονται ο πρωτεύων με τον δευτερεύον άξονα. 29

α=62mm : αξονική απόσταση λειτουργίας Εικόνα 2.2.2.a Τυπικό παράδειγμα οδοντοκίνησης 30

Εικόνα 2.2.2.b Αξονική απόσταση λειτουργίας στο κέλυφος του κινητήρα 6) Συγκεκριμένος χώρος στο κέλυφος του κινητήρα Ο χώρος αναφέρεται στον χώρο που καταλαμβάνει το κιβώτιο ταχυτήτων στο κέλυφος του κινητήρα που είναι προορισμένο για το κιβώτιο. Αυτός ο χώρος είναι περιορισμένος για την επίτευξη της ελαχιστοποίησης χώρου που καταλαμβάνει ο κινητήρας και υλικού που θα χρειαστεί για την κατασκευή του. Ο χώρος που καταλαμβάνει το κιβώτιο καθορίζεται από την εξωτερική διάμετρο των γραναζιών της κάθε ταχύτητας. Συνεπώς πρέπει να ληφθεί υπόψη κατά την επιλογή των σχέσεων μετάδοσης η εξωτερική διάμετρος των καινούριων σχέσεων μετάδοσης να μην υπερβαίνει την εξωτερική διάμετρο των αρχικών γραναζιών γιατί υπάρχει ο κίνδυνος να μην υπάρχει διαθέσιμος χώρος κατά την συναρμολόγηση. Στον παρακάτω πίνακα παρουσιάζεται η εξωτερική διάμετρος κάθε ταχύτητας στο 6-τάχυτο κιβώτιο ταχυτήτων. Σχέση μετάδοσης (Μεγάλο Γρανάζι) Εξωτερική Διάμετρος (mm) 1 η 90,7 mm 2 η 82,5 mm 3 η 77,4 mm 4 η 73,2 mm 5 η 70,14 mm 6 η 67,8 mm Πίνακας 2.2.2.f 31

7) Κατασκευαστικά Ένας ακόμα περιορισμός για την επιλογή των σχέσεων μετάδοσης είναι ο κατασκευαστικός περιορισμός. Οι σχέσεις που θα επιλεγούν στην αρχή είναι θεωρητικές σχέσεις μετάδοσης δηλαδή σχέσεις οι οποίες δεν συνδέονται με λόγους δοντιών. Οι λόγοι δοντιών είναι οι πραγματικές σχέσεις μετάδοσης. Συνεπώς υπάρχει περίπτωση να διαφέρει σε μικρό βέβαια ποσοστό η θεωρητική σχέση μετάδοσης με την πραγματική όπου και αυτήν θα χρησιμοποιήσουμε εντέλει για τους υπολογισμούς μας. Τελευταίος περιορισμός όσον αναφορά το κατασκευαστικό κομμάτι είναι αυτός του αριθμού των δοντιών των γραναζιών. Δηλαδή όπου είναι δυνατό ο αριθμός δοντιών των γραναζιών κάθε σχέσης μετάδοσης να είναι μικρότερος ή ίσος με τον αντίστοιχο αριθμό δοντιών των γραναζιών του 6-τάχυτου κιβωτίου. Αυτό έχει το εξής πλεονέκτημα: Λιγότερος αριθμός δοντιών για μία δεδομένη διάμετρό σημαίνει μεγαλύτερο μέτρο οδόντωσης m. Μέτρο οδόντωσης είναι ο λόγος του αρχικού βήματος ενός τροχού προς τον αριθμό π. Αρχικό βήμα p ενός τροχού είναι το μήκος εκείνου του τόξου του αρχικού κύκλου, το οποίο περιλαμβάνεται μεταξύ δύο δεξιών (ή αριστερών) παρειών δύο διαδοχικών δοντιών. Στην εικόνα 2.2.2.c φαίνεται χαρακτηριστικά το αρχικό βήμα του τροχού όπως και οι βασικοί διάμετροι ενός γραναζιού. m = p π Εικόνα 2.2.2.c Βασικοί Διάμετροι ενός οδοντωτού τροχού Μεγαλύτερο μέτρο οδόντωσης σημαίνει ότι ο οδοντωτός τροχός έχει μεγαλύτερο πάχος στα πόδια. Μεγαλύτερο πάχος ποδιών επιφέρει μεγαλύτερο συντελεστή αντοχής σε θραύση δηλαδή μεγαλώνει η αντίσταση του γραναζιού να αστοχήσει λόγω θραύσης το 32

οποίο αποτελεί συχνό φαινόμενο σε κιβώτια ταχυτήτων. Οι παραπάνω έννοιες θα σχολιασθούν αναλυτικά σε επόμενα κεφάλαια της εργασίας. 2.3 ΑΝΑΛΥΣΗ 2.3.1 ΚΑΘΟΡΙΣΜΟΣ ΠΙΘΑΝΩΝ ΣΧΕΣΕΩΝ ΜΕΤΑΔΟΣΗΣ Στο προηγούμενο κεφάλαιο αναφέρθηκαν οι διάφοροι παράμετροι και περιορισμοί που πρέπει να ληφθούν υπόψη κατά την επιλογή των σχέσεων μετάδοσης. Ο πιο βασικός περιορισμός που ισχύει ανεξάρτητα για όλες τις ταχύτητες είναι ο δεδομένος χώρος που υπάρχει στο κέλυφος του κινητήρα. Γι αυτόν τον λόγο πρέπει οι διάμετροι των γραναζιών των διάφορων ταχυτήτων να είναι μικρότεροι ή ίσοι των διαμέτρων των γραναζιών του 6- τάχυτου κιβωτίου. Επίσης στον τρόπο επιλογής των σχέσεων επιλέχθηκε να συνδέονται κατευθείαν όλες οι θεωρητικές σχέσεις μετάδοσης με λόγο δοντιών ώστε να αποφύγουμε μεταγενέστερα τον κίνδυνο οι διάμετροι των γραναζιών να ξεπεράσουν την οριακή τιμή. Τέλος επιλέχθηκε όπου είναι δυνατόν ο αριθμός δοντιών των γραναζιών να είναι ίσος ή μικρότερος από των αντίστοιχων γραναζιών του 6-τάχυτου. ΚΑΘΟΡΙΣΜΟΣ 1 ης ΣΧΕΣΗΣ ΜΕΤΑΔΟΣΗΣ Η μεθοδολογία που ακολουθήθηκε για τον καθορισμό της 1 ης ικανοποιεί τους περιορισμούς που προαναφέρθηκαν. Λόγω του περιορισμένου χώρου που υπάρχει στο κέλυφος του κινητήρα πρέπει οι διάμετροι των 2 γραναζιών της 1 ης να είναι ίσοι ή μικρότεροι από αυτών της αντίστοιχης ταχύτητας του 6-τάχυτου κιβωτίου. Γι αυτό τον λόγο δημιουργήθηκαν αρχικά όλες οι δυνατές παραλλαγές λόγων δοντιών που υπάρχουν και ικανοποιούν τον περιορισμό του δεδομένου χώρου. Λαμβάνοντας κιόλας υπόψη τον περιορισμό στον αριθμό των δοντιών ο αριθμός δοντιών τις 1 ης στον δευτερεύον άξονα δεν μπορεί να ξεπερνά τα 33 δόντια που είναι ο αριθμός δοντιών του γραναζιού της 1 ης σχέσης στο 6-τάχυτο κιβώτιο. Το ίδιο όμως δεν συμβαίνει και για το γρανάζι της 1 ης στον πρωτεύων άξονα το οποίο έχει 12 δόντια. Δεν χωράει περαιτέρω μείωση γιατί μετά παραβιάζεται ο κανόνας των ελάχιστων δοντιών για δεδομένη διάμετρο και το γρανάζι θα έχει οξεία κεφαλή. Οπότε οι δυνατές παραλλαγές του γραναζιού πρέπει να είναι ίσες ή μεγαλύτερες του 12. Έχοντας υπόψη τους κατασκευαστικούς περιορισμούς που αναφέρθηκαν στην προηγούμενη παράγραφο για να καταλήξουμε στις δυνατές παραλλαγές της 1 ης ταχύτητας του 4-τάχυτου κιβωτίου χρησιμοποιούμε και τον περιορισμό που έχει να κάνει με την ροπή που μπορεί να μεταφέρει το ελαστικό στο έδαφος. Με αυτόν τον περιορισμό όπως αναφέρθηκε και στο προηγούμενο κεφάλαιο μπορούμε να καθορίσουμε το επιτρεπτό εύρος που μπορεί να κυμανθεί ο λόγος μετάδοσης της 1 ης ταχύτητας. Αυτό το εύρος καθορίστηκε βάση της αντίστοιχης ροπής που συνδέεται για κάθε σχέση μετάδοσης. Είναι επιθυμητό η μέγιστη ροπή της 1 ης να είναι πιο πάνω από την μέγιστη ροπή που μπορεί να μεταφέρει το ελαστικό. Έτσι λοιπόν αυτό το εύρος είναι 2. 4 Range 2. 66. Γενικά θέλουμε η 1 η να είναι μακρύτερη από την αντίστοιχη 1 η του 6-τάχυτου για να μην ολισθαίνει και κοντύτερη της 2ας ώστε να μπορεί να ξεκινήσει κατά την εκκίνηση. 33

Γι τους παραπάνω λόγους καταλήξαμε στις εξής παραλλαγές για την 1 η σχέση μετάδοσης του 4-τάχυτου κιβωτίου. Στον παρακάτω πίνακα παρουσιάζονται οι δυνατές παραλλαγές για το γρανάζι της 1 ης του δευτερεύοντος και πρωτεύοντος άξονα. Αριθμός Δοντιών Γραναζιού Πρωτεύοντος Άξονα Αριθμός Δοντιών Γραναζιού Δευτερεύοντος Άξονα 12 33 13 32 14 31 30 29 Πίνακας 2.3.1.a Δυνατοί αριθμοί δοντιών 1 ης σχέσης μετάδοσης Από τον πίνακα 2.3.1.a προκύπτουν 15 δυνατοί συνδυασμοί οι οποίοι παρουσιάζονται στον πίνακα 2.3.1.b Δυνατοί Συνδυασμοί 1ης σχέσης Μετάδοσης (33/12)=2,75 (32/12)=2,66 (31/12)=2,58 (30/12)=2,5 (29/12)=2,42 (33/13)=2,53846 (32/13)=2,46 (31/13)=2,384 (30/13)=2,3 (29/13)=2,23 (33/14)=2,35714 (32/14)=2,285 (31/14)=2,214 (30/14)=2,14 (29/14)=2,07 Πίνακας 2.3.1.b Δυνατοί συνδυασμοί 1 ης σχέσης μετάδοσης Από αυτούς τους 15 συνδυασμούς μένουν 6 συνδυασμοί οι οποίοι βρίσκονται μέσα στο επιτρεπόμενο εύρος R που προαναφέρθηκε όπως δείχνει και ο πίνακας 2.3.1.c. Με κόκκινο είναι οι συνδυασμοί που βρίσκονται εκτός του εύρους R και με πράσινο αυτοί που βρίσκονται εντός. Πίνακας 2.3.1.c Συνδυασμοί που βρίσκονται εκτός και εντός του εύρους R Οπότε καταλήγουμε στον πίνακα 2.3.1.d με τις τελικές πιθανές σχέσεις μετάδοσης για τον καθορισμό της πρώτης ταχύτητας. 34

Α/Α z1 z2 1st 33 13 2nd 32 12 3rd 32 13 4th 31 12 5th 30 12 6th 29 12 Πίνακας 2.3.1.d Συνδυασμοί που βρίσκονται εντός του εύρους R Στην συνέχεια θα λάβουμε υπόψη την παράμετρο που αναφέρθηκε στην τελευταία παράγραφο του προηγούμενου κεφαλαίου η οποία είναι η αντοχή σε θραύση. Στόχος είναι η κατασκευή γραναζιών που έχουν όσο το δυνατόν μεγαλύτερο συντελεστή αντοχής σε θραύση. Η θραύση συνδέεται με το πάχος των ποδιών του γραναζιού. Όσο μεγαλύτερο το πάχος τόσο μεγαλύτερη η αντοχή σε θραύση. Οπότε πρέπει να επιδιώξουμε να υπολογισθεί έτσι το γρανάζι ώστε να έχει όσο το δυνατό μεγαλύτερο πάχος δοντιού στην περιοχή του ποδιού χωρίς όμως να οδηγηθούμε σε οξεία κεφαλή. Μεγάλο πάχος ποδιού επιτυγχάνεται με θετική μετατόπιση κατατομής. Οι ιδιότητες της κατατομή εξελιγμένης μορφής δίνουν τη δυνατότητα κατασκευής οδοντώσεων με μετατόπιση κατατομής. Κατασκευαστικά η μετατόπιση κατατομής αφορά τη θέση του κανόνα οδοντώσεως, ο οποίος μετατοπίζεται παράλληλα απομακρυσμένος από τον άξονα περιστροφής του τροχού στην περίπτωση θετικής μετατόπισης και πλησιάζοντας τον άξονα περιστροφής του τροχού στην περίπτωση αρνητικής μετατόπισης. Ο κύκλος κυλίσεως κατασκευής ενός τροχού, που κατασκευάζεται με μετατόπιση κατατομής, παραμένει ο ίδιος με αυτόν της περιπτώσεως κατασκευής του χωρίς μετατόπιση κατατομής. Ο κύκλος αυτός είναι δηλαδή ο αρχικός κύκλος του τροχού με διάμετρο d = z m όπου z είναι ο αριθμός δοντιών του γραναζιού και m το μέτρο οδόντωσης ή αλλιώς module.κατά την μετατόπιση κατατομής δεν μεταβάλλονται η γωνία εμπλοκής κατασκευής a και η διάμετρος d b του βασικού κύκλου της οδοντώσεως του τροχού, d b = d cosa. Αυτό σημαίνει ότι οι εξελιγμένες καμπύλες, που διαμορφώνουν τα ενεργά τμήματα των παρειών ενός τροχού, είναι ακριβώς οι ίδιες ως προς την μορφή και τη διάταξη τους στον βασικό κύκλο του τροχού. Με τη μετατόπιση κατατομής χρησιμοποιείται απλώς ένα άλλο τμήμα αυτών των εξελιγμένων καμπύλων για τη διαμόρφωση του ενεργού τμήματος των παρειών της οδοντώσεως ενός τροχού. Ο συντελεστής χ ονομάζεται συντελεστής μετατοπίσεως. Στην περίπτωση θετικής μετατόπισης χ > 0 ενώ σε περίπτωση αρνητικής μετατόπισης χ < 0. Με την θετική μετατόπιση κατατομής αυξάνεται γενικά το πάχος των δοντιών στην περιοχή των ποδιών τους, συγχρόνως μειώνεται το πάχος της κορυφής της κεφαλής του και τέλος για την κατασκευή του ενεργού τμήματος των παρειών χρησιμοποιούνται μεγάλα τμήματα των εξελιγμένων καμπυλών. 35

Για αυτόν τον λόγο υπολογίστηκε η μετατόπιση κατατομής για κάθε μία από τις 6 πιθανές σχέσεις μετάδοσης με τρία διαφορετικά μέτρα οδόντωσης. Το μέτρο οδόντωσης είναι τυποποιημένο όπως φαίνεται και στον παρακάτω πίνακα. Είναι χαρακτηριστικό του κοπτικού εργαλείου. Στην προκείμενη περίπτωση χρησιμοποιήθηκαν τα module που βρίσκονται στο κόκκινο πλαίσιο γιατί χρησιμοποιώντας αυτά η αρχική αξονική απόσταση βρίσκεται κοντά στην αξονική απόσταση λειτουργίας που όπως αναφέρθηκε και στο προηγούμενο κεφάλαιο είναι δεδομένη. Χρησιμοποιώντας module έξω από αυτό το εύρος θα είχαμε μεγάλες μετατοπίσεις κατατομής είτε αρνητικές είτε θετικές με αποτέλεσμα να έχουμε οξεία κεφαλή ή ακόμα και υποκοπή αν έχουμε αρνητική μετατόπιση κατατομής. Πίνακας 2.3.1.e Τυποποιημένες τιμές μέτρου οδόντωσης Για να υπολογίσουμε την μετατόπιση κατατομής για κάθε περίπτωση ξεχωριστά πρέπει να ακολουθήσουμε τα εξής βήματα. Υπολογισμός Αρχικής αξονικής απόστασης H αρχική αξονική απόσταση α d είναι στην γενική περίπτωση ένα ιδεατό μέγεθος. Συμπίπτει όμως με την πραγματική αξονική απόσταση λειτουργίας α δύο οδοντωτών τροχών, όταν οι αρχικές διάμετροι τους συμπίπτουν με τις διαμέτρους κυλίσεως λειτουργίας. Όμως συνήθως ισχύει ότι α d α α d = (z 1 + z 2 )m 2 36

Κατατομή Αναφοράς κατά DIN 867 Η κατατομή αναφοράς είναι τυποποιημένη και χαρακτηριστικό του κανόνα οδοντώσεως. a n = 20 o Μετωπική γωνία εμπλοκής λειτουργίας Η γωνία εμπλοκής λειτουργίας είναι η γωνία μεταξύ της γραμμής εμπλοκής L1L2 και της κοινής εφαπτόμενης των δύο κύκλων κυλίσεως λειτουργίας στο σημείο C όπως δείχνει και η παρακάτω εικόνα. a wt = α d a cosa n Σχήμα 2.3.1.a Σχηματική αναπαράσταση μετωπικής γωνίας εμπλοκής σε μία οδοντοκίνηση 37

Άθροισμα συντελεστών μετατόπισης κατατομής Όπου invα = tanα α x 1 + x 2 = (z 1 + z 2 )(inva wt inva n ) 2tana n Συντελεστής Μετατόπισης κατατομής μικρού τροχού x 1 = 2(x 1 + x 2 ) 3 + u u 1 + u + 1 1 (2. + 0. 26) z 1 Όπου u = z 1 z 2 ο λόγος των αριθμών δοντιών των δύο οδοντωτών τροχών. Συντελεστής Μετατόπισης κατατομής μεγάλου τροχού x 2 = (x 1 + x 2 ) x 1 Χρησιμοποιώντας τις παραπάνω σχέσεις μπορούμε να υπολογίσουμε τις μετατοπίσεις κατατομής για κάθε περίπτωση και για κάθε διαφορετικό module. Στους πίνακες 2.3.1.f και 2.3.1.g παρουσιάζονται η αρχική αξονική απόσταση και η συνολική μετατόπιση κατατομής για κάθε περίπτωση. Πίνακας 2.3.1.f Αρχική αξονική απόσταση Στον παραπάνω πίνακα απορρίπτονται αρχικές αξονικές αποστάσεις που είναι μεγαλύτερες της αξονική απόστασης λειτουργίας για τον λόγο ότι θα έχουμε αρνητική μετατόπιση κατατομής σε αυτήν την περίπτωση. Οπότε η αρχική αξονική απόσταση θέλουμε να είναι μικρότερη της αξονικής απόστασης λειτουργίας. Με μέτρο οδόντωσης 2,5 όπως βλέπουμε και στον πίνακα η αρχική αξονική απόσταση είναι πολύ μικρότερη της αξονική απόστασης λειτουργίας με αποτέλεσμα η μετατόπιση κατατομής να είναι πολύ μεγαλύτερη του μηδενός που σαν συνέπεια θα έχει την οξεία κεφαλή. 38

Πίνακας 2.3.1.f Συνολική μετατόπιση κατατομής Όπως εξηγήθηκε παραπάνω με την αρχική αξονική απόσταση μπορούμε να συμπεράνουμε από τον παραπάνω πίνακα ότι πράγματι για μέτρο οδόντωσης m=2,5 έχουμε οξεία κεφαλή όπως δείχνει και η εικόνα για x>>0 στο παραπάνω σχήμα. Επίσης για αρχική αξονική απόσταση σχεδόν ίση με την αξονική απόσταση λειτουργίας η μετατόπιση κατατομής είναι σχεδόν μηδενική. Αυτό είναι γενικά επιτρεπτό αλλά στην προκείμενη περίπτωση θέλουμε το πάχος δοντιού στην περιοχή του ποδιού να είναι όσο το δυνατόν μεγαλύτερο. Για αυτό απορρίπτονται και αυτές οι δύο περιπτώσεις. Οπότε σαν πιθανές σχέσεις μετάδοσης είναι οι 4 η και η 5 η δύο δηλαδή από τις 6 που ήταν πριν. Για να καταλήξουμε σε ποια από τις 2 τελικά θα επιλεγεί θα χρησιμοποιηθεί πρόγραμμα προσομοίωσης το οποίο θα αναλυθεί σε επόμενα κεφάλαια της εργασίας. Πιθανές Σχέσεις μετάδοσης 1 ης ταχύτητας n 1 = 31/12 n 1 = 30/12 Πίνακας 2.3.1.h Πιθανές σχέσεις μετάδοσης 1 ης σχέσης μετάδοσης 39

ΚΑΘΟΡΙΣΜΟΣ 4 ης ΣΧΕΣΗΣ ΜΕΤΑΔΟΣΗΣ Την ίδια μεθοδολογία ακολουθούμε και για τον καθορισμό της 4 ης σχέσης μετάδοσης. Όσο αναφορά το κατασκευαστικό κομμάτι ισχύουν οι ίδιοι περιορισμοί. Οπότε λαμβάνοντας υπόψη μας ότι ο αριθμός των δοντιών κάθε οδοντωτού τροχού πρέπει να είναι ίσος ή μικρότερος των δοντιών του αντίστοιχου γραναζιού του 6-τάχυτου κιβωτίου έχουμε τις εξής επιλογές. Αριθμός Δοντιών Γραναζιού Πρωτεύοντος Άξονα Αριθμός Δοντιών Γραναζιού Δευτερεύοντος Άξονα 18 26 17 25 16 24 15 23 Πίνακας 2.3.1.i Δυνατοί αριθμοί δοντιών 4 ης σχέσης μετάδοσης Από τον παραπάνω πίνακα βγαίνουν 16 πιθανοί συνδυασμοί που αποτελούν και όλες τις δυνατές σχέσεις μετάδοσης της 4 ης ταχύτητας του 4-τάχυτου κιβώτιου ταχυτήτων. Δυνατοί Συνδυασμοί 4ης σχέσης Μετάδοσης (26/18)=1,44 (25/18)=1,388 (24/18)=1,33 (23/18)=1,27 (26/17)=1,529 (25/17)=1,4705 (24/17)=1,41 (23/17)=1,35 (26/16)=1,625 (25/16)=1,562 (24/16)=1,5 (23/16)=1,437 (26/15)=1,733 (25/15)=1,66 (24/15)=1,6 (23/15)=1,533 Πίνακας 2.3.1.j Δυνατοί συνδυασμοί 4 ης σχέσης μετάδοσης Στην 4 η σχέση μετάδοσης έχουμε επίσης και τον περιορισμό της επιθυμητής τελικής ταχύτητας όπως αναφέρθηκε και στο προηγούμενο κεφάλαιο. Το επιθυμητό εύρος λαμβάνοντας υπόψη μας τις ανάγκες του διαγωνισμού όσο αναφορά τα δυναμικά αγωνίσματα είναι 100Km/h u Range 110Km/h στις 12000rpm. Χρησιμοποιώντας τις σχέσεις που συνδέουν την ταχύτητα του οχήματος με την σχέση μετάδοσης εύκολα μπορούμε να υπολογίσουμε ότι το επιθυμητό εύρος ταχυτήτων αντιστοιχεί στο αντίστοιχο εύρος σχέσεων μετάδοσης που είναι 1. 42 n 4 1. 44. Έχοντας υπόψη αυτόν το εύρος οδηγούμαστε στον παρακάτω πίνακα ο οποίος δείχνει με πράσινο ποιοι συνδυασμοί είναι εντός ορίων και με κόκκινο αυτοί που είναι εκτός ορίων. Πίνακας 2.3.1.k Συνδυασμοί που βρίσκονται εκτός και εντός του εύρους R 40

Οπότε σύμφωνα με τον παραπάνω πίνακα καταλήγουμε σε 2 πιθανές σχέσεις μετάδοσης για την 4 η ταχύτητα του 4-τάχυτου κιβωτίου. Πίνακας 2.3.1.l Συνδυασμοί που βρίσκονται εντός του εύρους R Στην συνέχεια χρησιμοποιούμε πάλι τις σχέσεις που χρησιμοποιήθηκαν για την 1 η σχέση μετάδοσης ώστε να υπολογίσουμε για τους παραπάνω λόγους και για διάφορες τιμές μέτρου οδόντωσης την αρχική αξονική απόσταση και μετέπειτα την μετατόπιση κατατομής ώστε να επιλεχθεί εκείνη η σχέση μετάδοσης που θα επιφέρει μεγαλύτερη αντοχή σε θραύση. Ο παρακάτω πίνακας παρουσιάζει τις διάφορες αρχικές αξονικές αποστάσεις για διαφορετικά μέτρα οδόντωσης. Με πράσινο είναι οι αρχικές αξονικές αποστάσεις που επιφέρουν καλή μετατόπιση κατατομής μέσα στα επιτρεπόμενα όρια χωρίς να παρουσιαστεί οξεία κεφαλή στο δόντι. Πίνακας 2.3.1.m Αρχική αξονική απόσταση Αφού υπολογίστηκε η αρχική αξονική απόσταση στην συνέχεια με τον ίδιο τρόπο όπως και στην 1 η ταχύτητα υπολογίζουμε τις μετατοπίσεις κατατομής για διαφορετικά μέτρα οδόντωσης οι οποίες παρουσιάζονται στην παρακάτω εικόνα. Πίνακας 2.3.1.n Συνολική μετατόπιση κατατομής 41

Όπως φαίνεται από τον πίνακα 2.3.1.n οι δυνατές περιπτώσεις που επιφέρουν καλή θετική μετατόπιση κατατομής είναι δύο. Όμως όπως φαίνεται και στην εικόνα 2.3.1.a το πάχος δοντιού στο πόδι της 2 ης περίπτωσης που έχει μέτρο οδόντωσης m=3 είναι αισθητά πιο μεγάλο από εκείνο της 1 ης περίπτωσης που το μέτρο οδόντωσης είναι m=2,5. Οπότε επιλέγεται η 2 η περίπτωση όπου ο λόγος είναι n 4 = 23 = 1. 437 16 Εικόνα 2.3.1.a Συγκριτική εικόνα των δύο οδοντώσεων ΚΑΘΟΡΙΣΜΟΣ 2 ας ΚΑΙ 3 ης ΤΑΧΥΤΗΤΑΣ Για τον καθορισμό της 2 ης και της 3 ης ταχύτητας υπάρχουν δύο μεθοδολογίες από την στιγμή που γνωρίζουμε την 4 η και την 1 η ταχύτητα. Όπως αναφέρθηκε και στο κεφάλαιο 2.2.1 υπάρχουν δύο μεθοδολογίες για τον σχεδιασμό ενός κιβωτίου ταχυτήτων: Geometric Gearbox Progressive Gearbox Geometric Gearbox Όταν ο λόγος μετάβασης από μία σχέση μετάδοσης σε μία άλλη είναι σταθερός καλούμε το κιβώτιο geometric. Η συνθήκη για ένα γεωμετρικό κιβώτιο είναι η εξής: n i = n i 1 c g Όπου το c g είναι σταθερό και καλείται step jump. 42

Χρησιμοποιώντας την παραπάνω σχέση και έχοντας υπόψη ότι έχουμε 2 πιθανές σχέσεις μετάδοσης για την 1 η ταχύτητα καταλήγουμε σε 2 διαφορετικά πιθανά κιβώτια που παρουσιάζονται στον πίνακα 2.3.1.o. Progressive Gearbox Πίνακας 2.3.1.o Possible Geometric Gearboxes Όταν το speed span του οχήματος ανάμεσα σε δύο σχέσεις μετάδοσης παραμένει σταθερό τότε το κιβώτιο ονομάζεται progressive. Η συνθήκη για να θεωρείται ένα κιβώτιο progressive είναι n i+1 = n in i 1 2n i 1 n i Όπου n i, n i 1, n i+1 είναι τρείς διαδοχικές σχέσεις μετάδοσης του κιβωτίου. Χρησιμοποιώντας την παραπάνω σχέση και έχοντας υπόψη ότι έχουμε 2 πιθανές σχέσεις μετάδοσης για την 1 η ταχύτητα καταλήγουμε σε 2 διαφορετικά πιθανά κιβώτια που παρουσιάζονται στον πίνακα 2.3.1.p Πίνακας 2.3.1.p Possible Progressive Gearboxes Οπότε καταλήγουμε σε 4 πιθανά κιβώτια ταχυτήτων τα οποία ικανοποιούν όλους τους περιορισμούς που αναφέρθηκαν στο προηγούμενο κεφάλαιο όπως και μεγιστοποιούν την αντοχή σε θραύση. Οι ενδιάμεσες σχέσεις επιλέχθηκαν με τέτοιον τρόπο ώστε να επιτευχθεί η ομαλότητα κατά την μετάβαση από μία ταχύτητα στην άλλη όπως εξηγήθηκε 43

και στο κεφάλαιο 2.2.1. Για την τελική επιλογή θα χρησιμοποιηθεί το πρόγραμμα προσομοίωσης IPG Car Maker ώστε να δοκιμαστεί το μονοθέσιο στα δυναμικά αγωνίσματα της επιτάχυνσης και της αντοχής. 44

2.3.2 ΜΟΝΤΕΛΟΠΟΙΗΣΗ ΜΕ ΧΡΗΣΗ ΤΟΥ ΠΡΟΓΡΑΜΜΑΤΟΣ IPG CARMAKER Στο προηγούμενο κεφάλαιο παρουσιάσθηκε η μεθοδολογία που ακολουθήθηκε βάση των περιορισμό για την επιλογή των βέλτιστων σχέσεων μετάδοσης. Για την 1 η ταχύτητα προέκυψαν 2 πιθανές σχέσεις οι οποίες ικανοποιούν όλους τους περιορισμούς και τις παραμέτρους που τέθηκαν σε προηγούμενο κεφάλαιο. Για την 4 η ταχύτητα προέκυψε μόνο μία περίπτωση. Οπότε χρησιμοποιώντας δύο διαφορετικές φιλοσοφίες για τον προσδιορισμό των ενδιάμεσων σχέσεων της 2 ας και της 3 ης ταχύτητας προέκυψαν 4 διαφορετικά case scenario για το 4-τάχυτο κιβώτιο. Δύο κιβώτια τα οποία ακολουθούν τον γεωμετρικό σχεδιασμό και άλλα δύο που ακολουθούν τον progressive. Στον παρακάτω πίνακα παρουσιάζονται συνοπτικά οι 4 διαφορετικές περιπτώσεις που προέκυψαν. Για την επιλογή των τελικών σχέσεων μετάδοσης θα χρησιμοποιηθεί το υπολογιστικό πρόγραμμα προσομοίωσης Car Maker της εταιρίας IPG Automotive. To πρόγραμμα Car Maker εισάγει μια παραδειγματική αλλαγή σε μία ολοκληρωμένη ανάπτυξη εννοιών, μοντέλων, συστημάτων ελέγχου και εξαρτημάτων. Είναι ιδιαίτερα κατάλληλο για την δυναμική του οχήματος,για προσομοίωση επιβατικών αυτοκινήτων, αγωνιστικών έως και φορτηγών, νταλικών και λεωφορείων. Η ομάδα χρησιμοποιεί το αναφερθέν πρόγραμμα κυρίως για την μοντελοποίηση του συστήματος αναρτήσεων. Στην παρούσα φάση το μονοθέσιο θα δοκιμαστεί στα δυναμικά αγωνίσματα της αντοχής και της επιτάχυνσης έχοντας κάθε φορά ένα από τα 4 πιθανά κιβώτια ταχυτήτων. Στην συνέχεια θα συγκριθούν οι χρόνοι και θα επιλέγει εκείνο με τους καλύτερους χρόνους. Στην εικόνα 2.3.2.a φαίνεται το περιβάλλον του προγράμματος. 45

Εικόνα 2.3.2.a Το περιβάλλον του IPG Car Maker Για να γίνει αυτό πρέπει αρχικά να εισαχθούν όλα τα δεδομένα του μονοθέσιου στο πρόγραμμα. Το πρόγραμμα δίνει την δυνατότητα εισαγωγής πολλών παραμέτρων όσο αναφορά το όχημα αρχικά έτσι ώστε να προσομοιαστεί όσο το δυνατόν καλύτερα σε σχέση με την πραγματικότητα. εξής: Τα βασικά δεδομένα που πρέπει να εισαχθούν όσο αναφορά το μονοθέσιο είναι τα Μάζα μονοθέσιου χωρίς τις μη αναρτώμενες μάζες. Μάζες των μη αναρτώμενων μαζών. (μουαγιέ, πλήμνες κα.) Θέση σε σύστημα συντεταγμένων του βάρους, των μουαγιέ. Ροπή αδράνειας των μη αναρτώμενων μαζών όπως και του μονοθέσιου. Δεδομένα Αναρτήσεων, Συστήματος Διεύθυνσης. Δεδομένα Κινητήρα (Χάρτης του κινητήρα, Οικονομία καυσίμου, Σχέσεις μετάδοσης) Δεδομένα για το σύστημα μετάδοσης ισχύος (είδος διαφορικού, τελική σχέση μετάδοσης κα.) Δεδομένα ελαστικών (Συνήθως δίνονται σε αρχείο pozeska που προέρχεται από άλλο πρόγραμμα ειδικό για μοντελοποίηση ελαστικών) Με την εισαγωγή όλων των δεδομένων που απαιτεί το πρόγραμμα για την προσομοίωση του μονοθέσιου στην συνέχεια υπάρχει η δυνατότητα μοντελοποίησης του δρόμου ή συγκεκριμένα στην προκείμενη περίπτωση της πίστας. Το πρόγραμμα σου δίνει την δυνατότητα να δημιουργήσεις πίστες με γεωμετρία που περιλαμβάνει ευθείες, στροφές, κλωθοειδή καμπύλη με πλήρη ευελιξία στην επιλογή των μέτρων των ευθειών και των ακτινών καμπυλότητας των στροφών. Επίσης μπορεί να ρυθμιστεί η τραχύτητα του οδοστρώματος πράγμα πολύ κρίσιμο στην περίπτωση όπου το έδαφος είναι ειδικά διαμορφωμένο για αγώνες ταχύτητας. Έχοντας υπόψη αυτές οι δυνατότητες δημιουργήθηκαν δύο ειδών πίστες για την προσομοίωση του μονοθέσιου. Μία πίστα επιτάχυνσης η οποία είναι μία ευθεία 75 μέτρων σύμφωνα με τους κανονισμούς και μία πίστα αντοχής. Για την πίστα αντοχής χρησιμοποιήθηκε η γεωμετρία της πίστας αντοχής στο 46

αγώνα Formula Student το 2012 στην Γερμανία. Στις παρακάτω εικόνες φαίνεται από μία όψη η γεωμετρία της πίστας στο δυναμικό αγώνισμα της αντοχής και η πίστα του δυναμικού αγωνίσματος της επιτάχυνσης. Εικόνα 2.3.2.b Πίστα Endurance FSG 2012 Εικόνα 2.3.2.c Πίστα Επιτάχυνσης Αφού έχουμε εισάγει τα δεδομένα για το μονοθέσιο και έχουμε δημιουργήσει την πίστα της επιτάχυνσης το τελευταίο βήμα πριν την έναρξη της προσομοίωσης είναι ο καθορισμός του οδηγού. Το πρόγραμμα δίνει διάφορες δυνατότητες όσο αναφορά τον οδηγό. Συνήθως χρησιμοποιούνται δύο μεθοδολογίες. Η μία δίνει την δυνατότητα να εισάγει ο χρήστης μόνος του τα δεδομένα για τον οδηγό όπως την μέγιστη ταχύτητα που θέλει να φθάσει ο οδηγός, οι στροφές στις οποίες θα γίνεται η κάθε αλλαγή στις ταχύτητες, ο χρόνος που χρειάζεται για κάθε αλλαγή όπως και τα δεδομένα για το διάγραμμα g-g όπου εισάγονται η μέγιστη διαμήκης επιτάχυνση, επιβράδυνση και οι μέγιστες πλευρικές 47

επιταχύνσεις που μπορεί να φθάσει ο οδηγός. Η παρακάτω εικόνα δείχνει το περιβάλλον της παραμετροποίησης του οδηγού. Αυτή η μέθοδος χρησιμοποιείται όταν έχουμε ακριβή δεδομένα για την συμπεριφορά του οδηγού. Εικόνα 2.3.2.d Περιβάλλον ρυθμίσεων οδηγού Η δεύτερη μέθοδος που χρησιμοποιείται ονομάζεται driver adaption και είναι η μέθοδος που χρησιμοποιείται πιο συχνά. Σε αυτήν την μέθοδο το πρόγραμμα έχοντας υπόψη του τα δεδομένα του οχήματος βελτιστοποιεί τις παραμέτρους του οδηγού για το συγκεκριμένο όχημα. Δηλαδή δημιουργεί έναν οδηγό που θα εκμεταλλευτεί στο βέλτιστο τις δυνατότητες του οχήματος. Ο χρήστης σε αυτή την περίπτωση δεν εισάγει κανένα δεδομένο όσον αναφορά τις διάφορες παραμέτρους που αφορούν τον οδηγό. Η εικόνα 2.3.2.e και 2.3.2.f δείχνει την περίπτωση του driver adaption όπως και τα αποτελέσματα μετά από το υπολογισμό που κάνει το πρόγραμμα. Εικόνα 2.3.2.e Driver Adaption 48

Εικόνα 2.3.2.f Ρυθμίσεις του Driver Adaption Έχοντας υπόψη μας τις δύο αυτές μεθόδους για τον καθορισμό του οδηγού για το αγώνισμα της επιτάχυνσης παραμετροποιούμε τον οδηγό από την στιγμή που ξέρουμε την συμπεριφορά του οδηγού συγκεκριμένα σε αυτό το αγώνισμα. Από την άλλη πλευρά στον αγώνα της αντοχής λόγω έλλειψης δεδομένων για την ακριβή συμπεριφορά του οδηγού στον αγώνα της αντοχής χρησιμοποιούμε την μέθοδο του driver adaption. Από την στιγμή που έχουμε εισάγει όλα τα στοιχεία που χρειάζεται το πρόγραμμα για την προσομοίωση τρέχουμε αρχικά για το αγώνισμα της επιτάχυνσης τις 4 διαφορετικές περιπτώσεις κιβωτίων και το ίδιο για το αγώνισμα της αντοχής στις πίστες που ήδη έχουν δημιουργηθεί στο πρόγραμμα. Στον πίνακα 2.3.2.a φαίνονται οι χρόνοι στα δύο δυναμικά αγωνίσματα για κάθε διαφορετική περίπτωση κιβωτίου. Πίνακας 2.3.2.a Χρόνοι των 2 δυναμικών αγωνισμάτων 49

Από τους χρόνους που προέκυψαν η 4 η περίπτωση είναι αυτή που έκανε το λιγότερο χρόνο. Οπότε οι βέλτιστες σχέσεις μετάδοσης για το 4-τάχυτο κιβώτιο παρουσιάζονται στον πίνακα 2.3.2.b. Το κιβώτιο ταχυτήτων είναι progressive που στην περίπτωση ενός μονοθέσιου που είναι προορισμένο για αγώνες είναι καταλληλότερο από αυτό του γεωμετρικού που συνιστάται για κατανάλωση καυσίμου. Progressive Gearbox 1 st ratio 31/12=2,58 2 nd ratio 2,066 3 rd ratio 1,73 4 th ratio 23/16=1,437 Πίνακας 2.3.2.b Τελικές σχέσεις μετάδοσης4-τάχυτου κιβωτίου ταχυτήτων Το επόμενο βήμα είναι η σύνδεση των θεωρητικών σχέσεων μετάδοσης της 2 ης και της 3 ης ταχύτητας με πραγματικούς λόγους αριθμών δοντιών. Στόχος είναι η πραγματική σχέση μετάδοσης κάθε ταχύτητας να είναι όσο το δυνατόν κοντά στην αντίστοιχη θεωρητική. Για την δεύτερη σχέση μετάδοσης έχουμε δύο δυνατές παραλλαγές όσο αναφορά την πραγματική σχέση μετάδοσης οι οποίες φαίνονται στον πίνακα 2.3.2.c. 2 η σχέση μετάδοσης 1 η ) 31/15=2,066 2 η ) 26/13=2 Πίνακας 2.3.2.c Πιθανοί λόγοι δοντιών 2 ης σχέσης μετάδοσης Για την τελική επιλογή επειδή και οι δύο σχέσεις είναι η μία ίση και η άλλη σχεδόν ίση με την θεωρητική θα υπολογίσουμε τις μετατοπίσεις κατατομής για το μέτρο οδόντωσης που ικανοποιεί την συνθήκη για την αρχική αξονική απόσταση δηλαδή η αρχική αξονική απόσταση να είναι μικρότερη της αξονικής απόστασης λειτουργίας η οποία είναι δεδομένη. Στην εικόνα 2.3.2.g φαίνεται η σύγκριση των δύο περιπτώσεων όσο αναφορά την γεωμετρία του δοντιού. 50

Εικόνα 2.3.2.g Συγκριτική εικόνα των δύο πιθανών λόγων δοντιών Η 2 η περίπτωση έχει μεγαλύτερο πάχος δοντιού στην περιοχή του ποδιού οπότε επιφέρει και καλύτερη αντοχή σε θραύση από ότι η 1 η περίπτωση. Οπότε η σχέση μετάδοσης της 2 η ταχύτητας θα ισούται: n 2 = 26 13 = 2 Για την 3 η ταχύτητα έχουμε τις εξής περιπτώσεις που φαίνονται στο παρακάτω πίνακα. 3 η σχέση μετάδοσης 1 η ) 26/15=1.73 2 η ) 25/15=1.66 Πίνακας 2.3.2.d Πιθανοί λόγοι δοντιών 3 ης σχέσης μετάδοσης Και σε αυτήν την περίπτωση χρησιμοποιούμε το ίδιο τρόπο για την τελική επιλογή. Δηλαδή υπολογίζουμε την μετατόπιση κατατομής με το κατάλληλο μέτρο οδόντωσης και συγκρίνουμε τις αντίστοιχες γεωμετρίες. 51

Εικόνα 2.3.2.h Συγκριτική εικόνα των δύο πιθανών λόγων δοντιών Συμπεραίνουμε από την παραπάνω εικόνα ότι η δεύτερη περίπτωση έχει μεγαλύτερο πάχος δοντιού στην περιοχή του ποδιού. Οπότε η σχέση μετάδοσης της 3 ης ταχύτητας ισούται: n 3 = 25 = 1. 66 15 Έχοντας βρει και την 3 η ταχύτητα έχουμε επιλέξει όλες συνολικά τις πραγματικές σχέσεις μετάδοσης του 4-τάχυτου κιβωτίου. Στον πίνακα 2.3.2.e φαίνονται συνοπτικά οι σχέσεις μετάδοσης. Πίνακας 2.3.2.e Σχέσεις μετάδοσης 4-τάχυτου κιβωτίου 52

Στον παρακάτω πίνακα φαίνεται η επί της % πτώση ανάμεσα σε δύο διαδοχικές σχέσεις μετάδοσης όπως και το άθροισμα αυτών που είναι πολύ μικρότερο από αυτού του εργοστασιακού κιβωτίου. Σχέσεις κιβωτίου Σχέση μετάδοσης 1η 2,583 2η 2 3η 1,666666667 4η 1,4375 22,58% 16,66% 13,75% 52,99% Πίνακας 2.2.2.f Στα διαγράμματα που ακολουθούν παρουσιάζεται αρχικά η ροπή στους τροχούς συναρτήσει της ταχύτητας του μονοθέσιου και η ταχύτητα του μονοθέσιου συναρτήσει των στροφών του κινητήρα των σχέσεων μετάδοσης του 4-τάχυτου κιβωτίου ταχυτήτων. Διάγραμμα 2.2.2.a Διάγραμμα 2.2.2.b 53

2.3.3 ΕΠΙΛΟΓΗ ΥΛΙΚΟΥ ΚΑΤΑΣΚΕΥΗΣ Πριν την έναρξη της φάσης κατασκευής πρέπει να επιλεγεί το υλικό κατεργασίας του άξονα και των τεσσάρων οδοντοκινήσεων. Οι οδοντοκινήσεις μετάδοσης ισχύος κατασκευάζονται από όλες τις γνωστές κατηγορίες των μηχανολογικών υλικών. Ανάλογα με την εφαρμογή κάθε οδοντοκινήσεως επιλέγεται και το αντίστοιχο υλικό. Συνοπτικά υπάρχουν οι εξής κατηγορίες υλικών. 1. Χυτοσίδηροι με βολονοειδή γραφίτη (GG) : Χαμηλό κόστος για μεγάλες σειρές παραγωγής ή για πολύ μεγάλες διαστάσεις τροχών με πολύπλοκη μορφή, καλή κατεργασιμότητα, χαμηλή αντοχή ευπάθεια σε κρουστικά φορτία δηλαδή ψαθυρότητα. 2. Φαιοί μαλακτικοποιημένοι χυτοσίδηροι (GTS) : Υψηλότερη αντοχή κυρίως σε θραύση από ότι οι GG, κατασκευή τροχών μικρών διαστάσεων σε μεγάλες σειρές παραγωγής. 3. Χυτοσίδηροι με σφαιροειδή γραφίτη (GGG): Υψηλότερη αντοχή σε θραύση από GG και GTS, ιδιαίτερα υψηλή αντοχή σε εκκοιλάνσεις, υψηλότερη αντοχή σε κρουστικά φορτία από GTS, μέτρια έως κακή κατεργασιμότητα, υψηλότερο κόστος από GTS, για κατασκευή μικρών ή μεγάλων τροχών ε παραγωγή σειράς. 4. Χυτοχάλυβας (GS): Αντοχή σε κρουστικά φορτία, δύσκολη χύτευση μόνο σε ειδικευμένα χυτήρια, για μεγάλες σειρές παραγωγής χαμηλότερο κόστος από ότι οι χάλυβες ποιότητας. 5. Κοινή χάλυβες κατασκευών St: Χάλυβες χαμηλού κόστους, καλή ως μέτρια κατεργασιμότητα, καλή συγκολλητότητα, μέτρια αντοχή σε εκκοιλάνσεις και θραύση, για κατασκευή συγκολλητών τροχών μεγάλων διαστάσεων και τροχών με οδοντωτή στεφάνη από υλικό υψηλότερης αντοχής. 6. Χάλυβες επιβελτιώσεως: Κυρίως για υψηλή αντοχή σε θραύση, μετά από φθορά προσαρμογής δυνατότητα μείωσης των αποκλίσεων της οδόντωσης λόγω κατασκευαστικών σφαλμάτων μετά από εναζώτωση υψηλή αντοχή σε εκκοιλάνσεις, αλλά μείωση δυνατότητας φθοράς προσαρμογής, κατασκευή οδοντοκινήσεων μεγάλου πλάτους με υψηλή φόρτιση και περιφερειακή ταχύτητα, υψηλό κόστος λόγω υλικού και θερμικής κατεργασίας. 7. Χάλυβες ενανθρακώσεως: Υψηλότερη δυνατή αντοχή σε θραύση και σε εκκοιλάνσεις, μετά τη βαφή απαραίτητη η λείανση για διόρθωση των αποκλίσεων λόγω θερμικής κατεργασίας (εξαίρεση σε οδοντωτούς τροχούς μικρής διαμέτρου και πλάτους για χαμηλές έως μέτριες περιφερειακές ταχύτητες, όταν προηγηθεί απόξεση), πολύ υψηλό κόστος λόγω υλικού, θερμικής κατεργασίας και τελικής λείανσης. Στην περίπτωση κιβωτίου ταχυτήτων έχουμε υψηλά κρουστικά φορτία λόγω της μεγάλης ροπής που περνάει μέσα από την οδοντοκίνηση και της μεγάλης περιφερειακής ταχύτητας των γραναζιών. Λόγω των μεγάλων κρουστικών φορτίων το υλικό είναι αναγκαίο να έχει την μεγαλύτερη δυνατή επιφανειακή σκληρότητα και αντοχή. Για αυτό η κατηγορία υλικών που επιλέχθηκε είναι αυτή των χαλύβων ενανθρακώσεως. Όπως δείχνει και ο παρακάτω πίνακας στην κατηγορία αυτή ανήκουν 7 επιμέρους είδη χαλύβων με διαφορετικά χαρακτηριστικά. 54

Βαμμένοι Χάλυβες Ενανθρακώσεως Επιφανειακή Σκληρότητα σ Hlim (kp/mm 2 ) σ Flim (kp/mm 2 ) Στατικά σ Flim (kp/mm 2 ) Δυναμικά C 10 590 ΗΒ 140 68 21 C 15 736 ΗΒ 150 71,5 23 16MnCr5 720 ΗV1 150 109,5 44 20MnCr5 650 HB 150 121 49,5 15CrNi6 730 HV1 152 117 47 18CrNi8 650 HB 150 128,5 49 17CrNiMo6 740 HV1 154 142,5 51 Πίνακας 2.3.3.a Χάλυβες Ενανθρακώσεως Από το παραπάνω πίνακα το υλικό με την μεγαλύτερη επιφανειακή σκληρότητα και αντοχή σε θραύση και εκκοιλάνσεις είναι το 17CrNiMo6 και είναι το υλικό με το οποίο θα κατασκευαστούν ο πρωτεύων άξονας και οι οδοντοκινήσεις του κιβωτίου. Με αυτόν τον τρόπο εξασφαλίζουμε την μέγιστη δυνατή αντοχή που μπορεί να προσφέρει το υλικό αυτό κάθε αυτό μετά βέβαια από την διαδικασία της βαφής-ενανθρακώσεως. 55

2.3.4 ΔΙΑΔΙΚΑΣΙΑ ΘΕΡΜΙΚΗΣ ΚΑΤΕΡΓΑΣΙΑΣ Με την ολοκλήρωση των φάσεων κατεργασίας πλην της φάσεως της αποπεράτωσης ξεκινάει η φάση της θερμικής κατεργασίας. Η βαφή είναι η θερμική κατεργασία σκλήρυνσης, που περιλαμβάνει ένα στάδιο θέρμανσης και παραμονής του χάλυβα (ωστενοποίηση) σε θερμοκρασία ίδια με αυτή της πλήρους ανοπτήσως γύρω στους 930 ο C και ένα ακόλουθο στάδιο απότομης ψύξεως, με εμβάπτιση του χάλυβα σε κάποιο μέσο ψύξεως( αλατόνερο,λάδι). Στόχος της βαφής είναι η βελτίωση των μηχανικών ιδιοτήτων του χάλυβα (σκληρότητα, αντοχή) που απαιτούνται για τη λειτουργία του όπως στην περίπτωση μας για την λειτουργία κιβώτιου ταχυτήτων. Στην θερμοκρασία ωστενοποίησης το υλικό παίρνει ένα ανοιχτό πορτοκαλί όπως φαίνεται και στην εικόνα 2.3.4.a λόγω πύρωσης. Ο απαιτούμενος χρόνος παραμονής του υλικού στην θερμοκρασία ωστενοποίησης εξαρτάται από την χημική σύσταση του χάλυβα, αλλά και από το μέγεθος του κατεργαζόμενου τεμαχίου και μπορεί να κυμανθεί από λίγα λεπτά μέχρι κάποιες ώρες. Εικόνα 2.3.4.a Πύρωση των αξόνων του κιβωτίου κατά την διαδικασία βαφής Η ταχύτητα απόψυξης είναι καθοριστική τόσο για βαθμό σκλήρυνσης, όσο και για τις αστοχίες που μπορούν να εμφανισθούν λόγω ανάπτυξης εσωτερικών τάσεων. Όσο πιο απότομη είναι η ταχύτητα απόψυξης, τόσο αυξάνεται και η σκληρότητα του υλικού, με άμεσο όμως επακόλουθο τη δραματική μείωση της δυσθραυστότητας και με κίνδυνο την εμφάνιση ρωγμών. Η ταχύτητα απόψυξης εξαρτάται από τη δραστικότητα του μέσου απόψυξης και αυξάνεται σύμφωνα με την ακόλουθη σειρά: 56

αέρας < λάδι < νερό < αλατόνερο Ο χάλυβας που χρησιμοποιήθηκε είχε αρχική σκληρότητα 550ΗV κατά DIN50190 δηλαδή 52,3 ΗRC. Η ακριβής διαδικασία που ακολουθήθηκε είναι διαδικασία διπλής βαφής για επίτευξη μεγαλύτερης αντοχής και σκληρότητας και περιλαμβάνει δύο στάδια: Ενανθράκωση στους 920 ο C για 3,5 ώρες και απότομη ψύξη αρχικά σε λουτρό με άλατα και στην συνέχεια σε λουτρό λαδιού Την επόμενη μέρα ενανθράκωση στους 850 ο C για 30 λεπτά και απότομη ψύξη αρχικά σε λουτρό με άλατα και στην συνέχεια σε λουτρό λαδιού. Μετά το πέρας της διπλής επιφανειακής βαφής μετρήθηκε σε σκληρόμετρο τύπου Rockwell η τελική επιφανειακή σκληρότητα του υλικού. Όπως φαίνεται και στην παρακάτω εικόνα η σκληρότητα του υλικού είναι 63HRC που είναι ουσιαστικά 10HRC από την αρχική σκληρότητα του υλικού. Εικόνα 2.3.4.b Πύρωση των αξόνων του κιβωτίου κατά την διαδικασία βαφής 57

2.3.5 ΥΠΟΛΟΓΙΣΜΟΣ ΜΕΛΕΤΗΣ ΟΔΟΝΤΟΚΙΝΗΣΕΩΝ Για την κατασκευή οδοντωτών τροχών πρέπει αρχικά να υπολογιστούν κάποια βασικά μεγέθη που σχετίζονται με την γεωμετρία του γραναζιού. Χωρίς αυτά ο τεχνίτης δεν μπορεί να κατασκευάσει τον αντίστοιχο τροχό γνωρίζοντας μόνο τον αριθμό των δοντιών. Σε αυτό το κεφάλαιο παρουσιάζεται αναλυτικά ο τρόπος υπολογισμού όλων των απαραίτητων γεωμετρικών μεγεθών των οδοντωτών τροχών. Αριθμός δοντιών μικρού τροχού z 1 Αριθμός δοντιών μεγάλου τροχού z 2 Λόγος αριθμού Δοντιών u Ορίζεται ο λόγος αριθμού δοντιών ενός συνεργαζόμενου ζεύγους οδοντωτών τροχών το μέγεθος u = z 2, όπου z z 2 είναι ο αριθμός δοντιών του 1 μεγάλου τροχού και z 1 είναι ο αριθμός δοντιών του μικρού τροχού. Όταν συνεργάζονται δύο τροχοί με εξωτερική οδόντωση είναι u > 0. Γωνία κλίσης στον αρχικό κύκλο β Για ευθεία οδόντωση β = 0 Κάθετο μέτρο οδόντωσης m n Εκλέγεται τυποποιημένες τιμές κατά DIN 780 Αρχική αξονική απόσταση α d α d = (z 1+z 2 )m n 2cosβ Αξονική απόσταση λειτουργίας α Κατατομή αναφοράς κατά DIN 867 ή ISO 53 a n = 20 o Ύψος κεφαλής (για DIN 867 ή ISO 53) h ap = m n Ύψος ποδιού (για DIN 867 ή ISO 53) h fp = m n + c Χάρη κεφαλής (για DIN 867 ή ISO 53) c = 0. 25m n Ακτίνα καμπυλότητας στο πόδι ρ fp Κατά ISO 53 εκλέγεται ρ fp = 0, 375m n Κατά DIN 867 συνήθως εκλέγεται ρ fp = 0, 25m n 58

Γωνία κλίσεως στον βασικό κύκλο β b sinβ b = sinβ cosa n Αριθμός δοντιών αναπληρωματικών τροχών z n1,2 z n1,2 = z 1,2 cos 2 β b cosβ Διάμετροι κύκλων κυλίσεως λειτουργίας d w1,2 d w1,2 = 2α z 1,2 (z 1 +z 2 ) Αρχική μετωπική γωνία εμπλοκής α t tanα t = tanα n cosβ Μετωπική γωνία εμπλοκής λειτουργίας α wt cosα wt = α d a cosα t Άθροισμα συντελεστών μετατόπισης κατατομής x 1 + x 2 x 1 + x 2 = (z 1+z 2 )(inva wt inva n ) 2tana n Όπου invα = tanα α Συντελεστής μετατόπισης μικρού τροχού x 1 x 1 = 2(x 1+x 2 ) + u 1 3+u u+1 (2.1 + 0. 26) z 1 Όπου u = z 1 z 2 ο λόγος των αριθμών δοντιών των δύο οδοντωτών τροχών. Συντελεστής μετατόπισης μεγάλου τροχού x 2 x 2 = (x 1 + x 2 ) x 1 Διάμετροι αρχικών κύκλων d 1,2 d 1,2 = z 1,2m n cosβ Διάμετροι κύκλων κεφαλών πριν την αλλαγή ύψους d a1,2 d a1,2 = d 1,2 + 2(x 1,2 m n + h ap ) Αλλαγή ύψους κεφαλής k m n k m n = a α d m n (x 1 + x 2 ) Διάμετροι κύκλων κεφαλών d α1,2 59

d α1,2 = d a1,2 + 2k m n Διάμετροι βασικών κύκλων d b1,2 d b1,2 = d 1,2 cosα t Διάμετροι κύκλου ποδιού d f1,2 d f1,2 = d 1,2 + 2(x 1,2 m n h fp ) Ύψη δοντιών h 1,2 h 1,2 = 0. 5(d α1,2 d f1,2 ) Μετωπικό βήμα εμπλοκής p bt p bt = m nπ cosβ cosα t Μετωπικό μήκος εμπλοκής κεφαλής g a1,2 g a1 = 1/2( d 2 α1 d 2 b1 d b1 tanα wt ) g a2 = 1/2( z 2 d z 2 α2 2 d 2 b2 d b2 tanα wt ) Μετωπικοί βαθμοί επικάλυψης κεφαλών ε 1,2 ε 1,2 = g a1,2 p bt Μετωπικός βαθμός επικάλυψης ε α ε α = ε 1 + ε 2 Βαθμός επικάλυψης αναπληρωματικών τροχών ε αn ε αn = ε α /cos 2 β b Πλευρικός βαθμός επικάλυψης ε β ε β = bsin β πm n Ολικός βαθμός επικάλυψης ε γ ε γ = ε α + ε β 60

Στην παρακάτω εικόνα παρουσιάζονται παραστατικά τα βασικά μεγέθη μίας οδοντοκίνησης. Εικόνα 2.3.5.a Βασικά μεγέθη μίας οδοντοκίνησης Χρησιμοποιώντας τις σχέσεις που αναπτύχθηκαν όσο αναφορά την γεωμετρία του γραναζιού υπολογίζουμε τα γεωμετρικά μεγέθη για κάθε σχέση μετάδοσης του κιβωτίου όπου παρουσιάζονται στους παρακάτω πίνακες. 61

ΥΠΟΛΟΓΟΓΙΣΜΟΣ ΟΔΟΝΤΟΚΙΝΗΣΗΣ 1ης Σχέσης Μετάδοσης Εκλέγονται Συμβολισμός Τιμή Μονάδα Μέτρησης Αριθμός δοντιών στο γρανάζι που κινεί z1 12 δόντια Αριθμός δοντιών στο γρανάζι που κινείται z2 31 δόντια Λόγος αριθμού δοντιών u 2,583333333 - Κάθετο μέτρο οδόντωσης m 2,75 module Αρχική αξονική απόσταση αd 59,125 mm Αξονική απόσταση λειτουργίας α 62 mm Κατατομή αναφοράς αn 20 μοίρες Ύψος κεφαλής hap 2,75 mm Ύψος ποδιού hfp 3,4375 mm Χάρη κεφαλής c 0,6875 - Eπιθυμητός λόγος πλάτους οδόντωσης προς αξονική απόσταση b/α 0,45 Υπολογίζονται Συμβολισμός Τιμή Μονάδα Μέτρησης Διάμετρος κύκλων κυλίσεως λειτουργίας (1) dw1 34,60465116 mm Διάμετρος κύκλων κυλίσεως λειτουργίας (2) dw2 89,39534884 mm Αρχική Μετωπική γωνία εμπλοκής αt 20 μοίρες Μετωπική γωνία εμπλοκής λειτουργίας cosαwt 0,896118165 rad αwt 26,34758234 μοίρες Άθροισμα συντελεστών μετατόπισης κατατομής x1+x2 1,211428228 invαn 0,014904384 invawt 0,035412468 tanαn 0,363970234 rad Συντελεστής μετατόπισης κατατομής μικρού τροχού x1 0,626153742 Συντελεστής μετατόπισης κατατομής μεγάλου τροχού x2 0,585274485 Διάμετροι αρχικού κύκλου τροχού 1 d1 33 mm Διάμετροι αρχικού κύκλου τροχού 2 d2 85,25 mm Διάμετρος κύκλου τροχού 1 πριν την αλλαγή ύψους d*α1 41,94384558 mm Διάμετρος κύκλου τροχού 2 πριν την αλλαγή ύψους d*α2 93,96900967 mm Αλλαγή ύψους κεφαλής k*m -0,456427626 mm Διάμετρος κύκλου κεφαλής τροχού 1 dα1 41,03099033 mm Διάμετρος κύκλου κεφαλής τροχού 2 dα2 93,05615442 mm Διάμετρος βασικού κύκλου τροχού 1 db1 31,00985649 mm Διάμετρος βασικού κύκλου τροχού 2 db2 80,10879592 mm Διάμετρος κύκλου ποδιού τροχού 1 df1 29,56884558 mm Διάμετρος κύκλου πόδιου τροχού 2 df2 81,59400967 mm Ύψη δοντιών h1 5,731072374 mm h2 5,731072374 mm Μετωπικό βήμα εμπλοκής pbt 8,118361444 mm Μετωπικό μήκος εμπλοκής κεφαλής gα1 5,755345551 mm gα2 3,837510101 mm Μετωπικοί βαθμοί επικάλυψης κεφαλών ε1 0,708929455 ε2 0,472695152 Μετωπικός βαθμός επικάλυψης εα-εγ 1,181624607 Συντελεστής επικαλύψεως Ζε 0,969256656 Πλάτος γραναζιού b 23 mm Πίνακας 2.3.5.a Γεωμετρικά μεγέθη 1 ης σχέσεως μετάδοσης 62

ΥΠΟΛΟΓΟΓΙΣΜΟΣ ΟΔΟΝΤΟΚΙΝΗΣΗΣ 2ης Σχέσης Μετάδοσης Εκλέγονται Συμβολισμός Τιμή Μονάδα Μέτρησης Αριθμός δοντιών στο γρανάζι που κινεί z1 13 δόντια Αριθμός δοντιών στο γρανάζι που κινείται z2 26 δόντια Λόγος αριθμού δοντιών u 2 - Κάθετο μέτρο οδόντωσης m 3 module Αρχική αξονική απόσταση αd 58,5 mm Αξονική απόσταση λειτουργίας α 62 mm Κατατομή αναφοράς αn 20 μοίρες Ύψος κεφαλής hap 3 mm Ύψος ποδιού hfp 3,6875 mm Χάρη κεφαλής c 0,6875 - Eπιθυμητός λόγος πλάτους οδόντωσης προς αξονική απόστασ b/α 0,45 Υπολογίζονται Συμβολισμός Τιμή Μονάδα Μέτρησης Διάμετρος κύκλων κυλίσεως λειτουργίας (1) dw1 41,33333333 mm Διάμετρος κύκλων κυλίσεως λειτουργίας (2) dw2 82,66666667 mm Αρχική Μετωπική γωνία εμπλοκής αt 20 μοίρες Μετωπική γωνία εμπλοκής λειτουργίας cosαwt 0,886645457 rad αwt 27,5453031 μοίρες Άθροισμα συντελεστών μετατόπισης κατατομής x1+x2 1,388245938 invαn 0,014904384 invawt 0,040816189 tanαn 0,363970234 rad Συντελεστής μετατόπισης κατατομής μικρού τροχού x1 0,695811196 Συντελεστής μετατόπισης κατατομής μεγάλου τροχού x2 0,692434742 Διάμετροι αρχικού κύκλου τροχού 1 d1 39 mm Διάμετροι αρχικού κύκλου τροχού 2 d2 78 mm Διάμετρος κύκλου τροχού 1 πριν την αλλαγή ύψους d*α1 49,17486717 mm Διάμετρος κύκλου τροχού 2 πριν την αλλαγή ύψους d*α2 88,15460845 mm Αλλαγή ύψους κεφαλής k*m -0,664737813 mm Διάμετρος κύκλου κεφαλής τροχού 1 dα1 47,84539155 mm Διάμετρος κύκλου κεφαλής τροχού 2 dα2 86,82513283 mm Διάμετρος βασικού κύκλου τροχού 1 db1 36,64801221 mm Διάμετρος βασικού κύκλου τροχού 2 db2 73,29602442 mm Διάμετρος κύκλου ποδιού τροχού 1 df1 35,79986717 mm Διάμετρος κύκλου πόδιου τροχού 2 df2 74,77960845 mm Ύψη δοντιών h1 6,022762187 mm h2 6,022762187 mm Μετωπικό βήμα εμπλοκής pbt 8,856394302 mm Μετωπικό μήκος εμπλοκής κεφαλής gα1 5,822111208 mm gα2 4,157152703 mm Μετωπικοί βαθμοί επικάλυψης κεφαλών ε1 0,657390695 ε2 0,469395621 Μετωπικός βαθμός επικάλυψης εα-εγ 1,126786316 Συντελεστής επικαλύψεως Ζε 0,97864084 Πίνακας 2.3.5.b Γεωμετρικά μεγέθη 2 ης σχέσεως μετάδοσης 63

ΥΠΟΛΟΓΟΓΙΣΜΟΣ ΟΔΟΝΤΟΚΙΝΗΣΗΣ 3ης Σχέσης Μετάδοσης Εκλέγονται Συμβολισμός Τιμή Μονάδα Μέτρησης Αριθμός δοντιών στο γρανάζι που κινεί z1 15 δόντια Αριθμός δοντιών στο γρανάζι που κινείται z2 25 δόντια Λόγος αριθμού δοντιών u 1,666666667 - Κάθετο μέτρο οδόντωσης m 3 module Αρχική αξονική απόσταση αd 60 mm Αξονική απόσταση λειτουργίας α 62 mm Κατατομή αναφοράς αn 20 μοίρες Ύψος κεφαλής hap 3 mm Ύψος ποδιού hfp 3,6875 mm Χάρη κεφαλής c 0,6875 - Eπιθυμητός λόγος πλάτους οδόντωσης προς αξονική απόστασ b/α 0,45 Υπολογίζονται Συμβολισμός Τιμή Μονάδα Μέτρησης Διάμετρος κύκλων κυλίσεως λειτουργίας (1) dw1 46,5 mm Διάμετρος κύκλων κυλίσεως λειτουργίας (2) dw2 77,5 mm Αρχική Μετωπική γωνία εμπλοκής αt 20 μοίρες Μετωπική γωνία εμπλοκής λειτουργίας cosαwt 0,909379956 rad αwt 24,58019387 μοίρες Άθροισμα συντελεστών μετατόπισης κατατομής x1+x2 0,742256993 invαn 0,014904384 invawt 0,028412356 tanαn 0,363970234 rad Συντελεστής μετατόπισης κατατομής μικρού τροχού x1 0,41811014 Συντελεστής μετατόπισης κατατομής μεγάλου τροχού x2 0,324146853 Διάμετροι αρχικού κύκλου τροχού 1 d1 45 mm Διάμετροι αρχικού κύκλου τροχού 2 d2 75 mm Διάμετρος κύκλου τροχού 1 πριν την αλλαγή ύψους d*α1 53,50866084 mm Διάμετρος κύκλου τροχού 2 πριν την αλλαγή ύψους d*α2 82,94488112 mm Αλλαγή ύψους κεφαλής k*m -0,22677098 mm Διάμετρος κύκλου κεφαλής τροχού 1 dα1 53,05511888 mm Διάμετρος κύκλου κεφαλής τροχού 2 dα2 82,49133916 mm Διάμετρος βασικού κύκλου τροχού 1 db1 42,28616794 mm Διάμετρος βασικού κύκλου τροχού 2 db2 70,47694656 mm Διάμετρος κύκλου ποδιού τροχού 1 df1 40,13366084 mm Διάμετρος κύκλου πόδιου τροχού 2 df2 69,56988112 mm Ύψη δοντιών h1 6,46072902 mm h2 6,46072902 mm Μετωπικό βήμα εμπλοκής pbt 8,856394302 mm Μετωπικό μήκος εμπλοκής κεφαλής gα1 6,350059708 mm gα2 5,316207163 mm Μετωπικοί βαθμοί επικάλυψης κεφαλών ε1 0,717002822 ε2 0,600267669 Μετωπικός βαθμός επικάλυψης εα-εγ 1,317270491 Συντελεστής επικαλύψεως Ζε 0,945644315 Πίνακας 2.3.5.c Γεωμετρικά μεγέθη 3 ης σχέσεως μετάδοσης 64

ΥΠΟΛΟΓΟΓΙΣΜΟΣ ΟΔΟΝΤΟΚΙΝΗΣΗΣ 4ης Σχέσης Μετάδοσης Εκλέγονται Συμβολισμός Τιμή Μονάδα Μέτρησης Αριθμός δοντιών στο γρανάζι που κινεί z1 16 δόντια Αριθμός δοντιών στο γρανάζι που κινείται z2 23 δόντια Λόγος αριθμού δοντιών u 1,4375 - Κάθετο μέτρο οδόντωσης m 3 module Αρχική αξονική απόσταση αd 58,5 mm Αξονική απόσταση λειτουργίας α 62 mm Κατατομή αναφοράς αn 20 μοίρες Ύψος κεφαλής hap 3 mm Ύψος ποδιού hfp 3,6875 mm Χάρη κεφαλής c 0,6875 - Eπιθυμητός λόγος πλάτους οδόντωσης προς αξονική απόστασ b/α 0,45 Υπολογίζονται Συμβολισμός Τιμή Μονάδα Μέτρησης Διάμετρος κύκλων κυλίσεως λειτουργίας (1) dw1 50,87179487 mm Διάμετρος κύκλων κυλίσεως λειτουργίας (2) dw2 73,12820513 mm Αρχική Μετωπική γωνία εμπλοκής αt 20 μοίρες Μετωπική γωνία εμπλοκής λειτουργίας cosαwt 0,886645457 rad αwt 27,5453031 μοίρες Άθροισμα συντελεστών μετατόπισης κατατομής x1+x2 1,388245938 invαn 0,014904384 invawt 0,040816189 tanαn 0,363970234 rad Συντελεστής μετατόπισης κατατομής μικρού τροχού x1 0,695912669 Συντελεστής μετατόπισης κατατομής μεγάλου τροχού x2 0,692333269 Διάμετροι αρχικού κύκλου τροχού 1 d1 48 mm Διάμετροι αρχικού κύκλου τροχού 2 d2 69 mm Διάμετρος κύκλου τροχού 1 πριν την αλλαγή ύψους d*α1 58,17547601 mm Διάμετρος κύκλου τροχού 2 πριν την αλλαγή ύψους d*α2 79,15399961 mm Αλλαγή ύψους κεφαλής k*m -0,664737813 mm Διάμετρος κύκλου κεφαλής τροχού 1 dα1 56,84600039 mm Διάμετρος κύκλου κεφαλής τροχού 2 dα2 77,82452399 mm Διάμετρος βασικού κύκλου τροχού 1 db1 45,1052458 mm Διάμετρος βασικού κύκλου τροχού 2 db2 64,83879083 mm Διάμετρος κύκλου ποδιού τροχού 1 df1 44,80047601 mm Διάμετρος κύκλου πόδιου τροχού 2 df2 65,77899961 mm Ύψη δοντιών h1 6,022762187 mm h2 6,022762187 mm Μετωπικό βήμα εμπλοκής pbt 8,856394302 mm Μετωπικό μήκος εμπλοκής κεφαλής gα1 5,535906197 mm gα2 4,611786254 mm Μετωπικοί βαθμοί επικάλυψης κεφαλών ε1 0,625074495 ε2 0,520729554 Μετωπικός βαθμός επικάλυψης εα-εγ 1,145804049 Συντελεστής επικαλύψεως Ζε 0,975396663 πλάτος γραναζιού b 23 mm Πίνακας 2.3.5.d Γεωμετρικά μεγέθη 4 ης σχέσεως μετάδοσης 65

2.3.6 ΥΠΟΛΟΓΙΣΜΟΣ ΕΛΕΓΧΟΥ ΑΝΤΟΧΗΣ Μετά τον υπολογισμών των κατάλληλων γεωμετρικών μεγεθών του οδοντωτού τροχού υπολογίζεται η αντοχή του γραναζιού σε βλάβες που παρουσιάζονται σε έναν οδοντωτό τροχό. Οι πιο γνωστές είναι : Oι εκκοιλάνσεις Η θραύση Το άρπαγμα Οι εκκοιλάνσεις είναι η βλάβη, που οφείλεται στην κόπωση του υλικού στην περιοχή της ενεργής παρειάς των δοντιών και μάλιστα εκεί, όπου αναπτύσσεται η μέγιστη επιφανειακή πίεση. Βλέποντας τη διαδικασία φορτίσεως ενός δοντιού, όπως αυτή εξελίσσεται κατά τη διάρκεια μιας εμπλοκής και επαναλαμβάνεται σε κάθε περιστροφή του τροχού, είναι προφανές ότι κάθε σημείο της ενεργής παρειάς φορτίζεται με μία κυματοειδή φόρτιση. Ακριβέστερα μια επιφανειακή πίεση Hertz ( στους μετωπικούς τροχούς γραμμική επαφή) σαρώνει την παρειά κατά την διάρκεια μιας εμπλοκής. Πρόκειται δηλαδή για μια παρόμοια καταπόνηση του υλικού με εκείνη, που αναπτύσσεται και στα έδρανα κυλίσεως. Στους οδοντωτούς τροχούς εκτός από την επιφανειακή πίεση αναπτύσσεται στην επιφάνεια των παρειών τους και μια εφαπτομενική δύναμη, η οποία προέρχεται από την τριβή μεταξύ των παρειών λόγω της σχετικής τους κίνησης. Τόσο ο συντελεστής τριβής μ μεταξύ των παρειών, όσο και το μέγεθος αλλά και το πρόσημο της ταχύτητας ολισθήσεως ν G επηρεάζουν σημαντικά την ανάπτυξη των εκκοιλάνσεων, όπως έχει αποδειχθεί πειραματικά. Για αυτό το λόγο οι εκκοιλάνσεις δεν αναπτύσσονται απαραίτητα στην περιοχή που αναπτύσσεται η μέγιστη επιφανειακή πίεση μεταξύ των παρειών, αλλά κυρίως όπου μια υψηλή επιφανειακή πίεση συνδυάζεται με υψηλή αρνητική ταχύτητα ολισθήσεως. Έτσι οι πιο επικίνδυνες περιοχές δημιουργίας εκκοιλάνσεων είναι στην παρειά του ποδιού του κινητήριου τροχού, όπου συνδυάζεται η μέγιστη επιφανειακή πίεση με αρνητική ολίσθηση, και στην παρειά της κεφαλής του κινούμενου τροχού, όπου η επιφανειακή πίεση δεν φθάνει την μεγαλύτερη της τιμή αλλά η καταπόνηση του υλικού μεγιστοποιείται με την εφαπτομενική φόρτιση τριβής της αρνητικής ολίσθησης. Οι εκκοιλάνσεις, η αποκόλληση δηλαδή μικρών τεμαχιδίων υλικού με τάξη μεγέθους διαστάσεων στην περιοχή του 1mm, αλλοιώνουν τη μορφή και τις διαστάσεις των παρειών δημιουργώντας αποκλίσεις μορφής και βήματος. Αποτέλεσμα είναι η αύξηση των εσωτερικών κρουστικών δυνάμεων και βέβαια του θορύβου λειτουργίας. Σε ακραίες περιπτώσεις μειώνουν την διατομή και δημιουργούν αυξημένες τάσεις εγκοπών στην περιοχή του ποδιού και οδηγούν σε προχωρημένο στάδιο στην δυναμική θραύση του δοντιού. Τα μέτρα που παίρνονται συνήθως για να αποφευχθούν οι εκκοιλάνσεις είναι η χρησιμοποίηση χαλύβων ενανθρακώσεως με μεγάλη επιφανειακή σκληρότητα και η εκλογή κατάλληλων τιμών για τις παραμέτρους της οδοντώσεως όπως μικρό μέτρο οδόντωσης, θετική μετατόπιση κατατομή, μεγάλη γωνία εμπλοκής κ.α. Η αντοχή σε εκκοιλάνσεις αυξάνεται επίσης με τη χρησιμοποίηση λιπαντικών χαμηλού ιξώδους, οπότε ο συντελεστής τριβής μεταξύ των παρειών είναι χαμηλός. 66

Η θραύση των δοντιών μπορεί να είναι στατική, δηλαδή να προκύψει από μία μοναδική συνήθως απρόβλεπτη υπερφόρτιση ή δυναμική δηλαδή να προκύψει μετά από την επαναλαμβανόμενη φόρτιση λειτουργίας και την κόπωση του υλικού. Η θραύση ξεκινά και επεκτείνεται συνήθως στην περιοχή του ποδιού ενός δοντιού και μάλιστα στην περιοχή καμπυλότητας του ποδιού από την ενεργή παρειά προς τον πυθμένα του διακένου των δοντιών. Όταν σε αυτήν την περιοχή κατά την τελική κατεργασία λειάνσεως ή γλύφανσης διαμορφωθεί μία έστω και μικρή διαβάθμιση ή κατά την θερμική κατεργασία του υλικού δημιουργηθεί μια κρυσταλλική ανομοιομορφία (συγκέντρωση τάσεων λόγω εγκοπών), τότε αυξάνεται απρόβλεπτα ο κίνδυνος θραύσης στο πόδι του δοντιού. Επειδή η θραύση των δοντιών ακινητοποιεί έναν οδοντομειωτήρα, η βλάβη αυτή θεωρείται η σοβαρότερη από όλες τις άλλες και για αυτό προδιαγράφονται για αυτήν κατά κανόνα μεγαλύτεροι συντελεστές ασφάλειας. Μέτρα που μπορεί να πάρει κανείς για να βελτιώσει την αντοχή σε θραύση είναι η εκλογή μεγάλου μέτρου οδοντώσεως, θετικής μετατόπισης κατατομής, μεγαλύτερης γωνίας εμπλοκής λειτουργίας και βέβαια υλικού δοντιών με υψηλότερο επιτρεπόμενο όριο αντοχής σε θραύση. Το άρπαγμα είναι η απότομη αύξηση της φθοράς λειτουργίας των παρειών. Είναι μια βλάβη, η οποία μπορεί να εμφανιστεί μέσα σε ένα σύντομο χρονικό διάστημα( λίγων λεπτών) μετά την αύξηση είτε του φορτίου είτε της ταχύτητας περιστροφής μιας οδοντοκινήσεως. Γενικά διακρίνονται δύο είδη αρπάγματος: το ψυχρό άρπαγμα και το θερμό άρπαγμα. Το ψυχρό άρπαγμα μπορεί να δημιουργηθεί σε τροχούς από χάλυβα επιβελτιώσεως ή χάλυβα χαμηλής αντοχής γενικά και πολύ χαμηλές περιφερειακές ταχύτητες. Πρόκειται, όπως διαφαίνεται από την αντίστοιχη έρευνα για υπερβολική φθορά παρειών, όταν η λειτουργία φθάσει κάποια οριακή κατάσταση ημιυγρής τριβής. Η όψη της παρειάς σε μια περιοχή ψυχρού αρπάγματος είναι σαν να έχει δημιουργηθεί υπερβολική φθορά, οπότε η επιφάνεια αυτής της περιοχής είναι πιο θαμπή. Η δημιουργία συνθηκών για μεγαλύτερο πάχος υδροδυναμικού σφήνα, όπως είναι η μείωση της επιφανειακής πιέσεως, η αύξηση της ταχύτητας ολισθήσεως των παρειών και η αύξηση του ιξώδους του λιπαντικού, μειώνουν πάντα τον κίνδυνο ψυχρού αρπάγματος δείχνοντας έτσι σαφώς τα αίτια αυτής της βλάβης. Το θερμό άρπαγμα κατά την επικρατέστερη άποψη οφείλεται στη συνεχή στιγμιαία συγκόλληση και στην αμέσως μετά αποκόλληση των κορυφών των τραχυτήτων των παρειών λόγω της συνεχούς σχετικής κίνησης τους. Για να γίνει και αυτή η συγκόλληση, πρέπει ο ελαστουδροδυναμικός σφήνας, που παρεμβάλλεται μεταξύ των παρειών, να λεπτύνει τόσο, ώστε οι κορυφές των τραχυτήτων των συνεργαζόμενων παρειών να συγκρούονται κατά την εμπλοκή. Από τα ερευνητικά αποτελέσματα φαίνεται ότι για το θερμό άρπαγμα δεν αρκεί μόνο να συγκρούονται οι μεταλλικές τραχύτητες των παρειών. Πρωταρχικό ρόλο παίζουν τόσο η θερμοκρασία της επιφάνειας των παρειών πριν την εμπλοκή, όσο και η προσαύξηση 67

αυτής της θερμοκρασίας κατά τη διάρκεια της εμπλοκής λόγω της παραγόμενης ισχύος τριβής. Η εικόνα, την οποία παρουσιάζουν οι αρπαγμένες παρειές, ποικίλει ανάλογα με την ένταση του θερμού αρπάγματος. Κατά την ελαφρότερη μορφή αυτής της βλάβης δημιουργούνται στην παρειά χαραγές, οι οποίες έχουν την όψη λεπτών γραμμών μεγάλου μήκους και με θαμπή επιφάνεια. Κατά το θερμό άρπαγμα μέσης εντάσεως δημιουργούνται οι ζώνες αρπάγματος, οι οποίες είναι αρκετά φαρδύτερες γραμμές από ότι οι χαραγές ή ακόμη και ολόκληρες περιοχές με επιφάνεια όχι απλώς θαμπή αλλά σαφώς ανώμαλη. Τέλος κατά το πλήρες άρπαγμα ολόκληρη η επιφάνεια της παρειάς εκτραχύνεται. Προφανώς ανάλογα με την ένταση της βλάβης υπάρχουν και διάφορες ενδιάμεσες καταστάσεις θερμού αρπάγματος που εμφανίζουν μικτές εικόνες από αυτές που περιγράφηκαν παραπάνω. Χαρακτηριστικά αποτελέσματα του θερμού αρπάγματος είναι η απότομη αύξηση της θερμοκρασίας λειτουργίας, της φθοράς, της επιφανειακής τραχύτητας, της απόκλισης μορφής και του βήματος εμπλοκής όπως και του θορύβου λειτουργίας. Μέτρα που μπορεί να πάρει κανείς κατά του θερμικού αρπάγματος είναι κυρίως η μείωση της ταχύτητας ολισθήσεως των παρειών (με μικρότερο μέτρο οδόντωσης και μικρότερη μετατόπιση κατατομής) και η αύξηση της αντοχής του λιπαντικού σε άρπαγμα είτε με την εκλογή ενός λιπαντικού με υψηλότερο ιξώδες για δημιουργία μεγαλύτερου πάχους λιπαντικού σφήνα ή ενός λιπαντικού με χαμηλότερο ιξώδες για παραγωγή μικρότερης ισχύος απωλειών είτε τέλος με την χρησιμοποίηση ειδικών προσθέτων ΕΡ. Για τον έλεγχο της αντοχής των τεσσάρων οδοντοκινήσεων σε θραύση,άρπαγμα και εκκοιλάνσεις χρησιμοποιήθηκε η μεθοδολογία που παρουσιάζεται αναλυτικά στο βιβλίο των Στοιχείων Μηχανών στο Κεφάλαιο των οδοντοκινήσεων. Στους παρακάτω πίνακες φαίνεται συνοπτικά τα μεγέθη και οι τιμές τους που υπολογίσθηκαν ή εκλέχτηκαν για το υπολογισμό των συντελεστών αντοχής στις βλάβες που παρουσιάσθηκαν παραπάνω. 68

ΥΠΟΛΟΓΙΣΜΟΣ ΑΝΤΟΧΗΣ 1ης ΣΧΕΣΗΣ ΜΕΤΑΔΟΣΗΣ Εκλέγονται Συντελεστής εφαρμογής (κρούσεων) Ka 1,5 Ελάχιστος επιθυμητός συντελεστής ασφάλειας σε εκκοιλάνσεις Shmin 0,6 Ελάχιστος επιθυμητός συντελεστής ασφάλειας σε θραύση SFmin 0,85 Υλικό τροχού 1 Βαμμένοι χάλυβες εναθρακώσεως 17CrNiMo6 Υλικό τροχού 2 Βαμμένοι χάλυβες εναθρακώσεως 17CrNiMo6 Ποιότητα οδοντώσεως (DIN) τροχού 1,2 Q1 6 Q2 6 Τραχύτητα παρειάς τροχού 1,2 Ra1 0,35 μm Ra2 0,35 μm Επιτρεπόμενη επιφανειακή πίεση τροχού 1,2 σhlim1 154 Kp/mm^2 σhlim2 154 Kp/mm^2 Αρχική δυναμική αντοχή στο πόδι τροχού 1,2 σflim1 51 Kp/mm^2 σflim2 51 Kp/mm^2 Λιπαντικό 5W40 Ροπή αρπάγματος σε δοκιμή FZG T1τ 40 Kpm Κινηματικό ιξώδες στους 40 v40 72,7 cst Θερμοκρασία λουτρού θoil 90 C Πίνακας 2.3.6.a Απλουστευμένος Υπολογισμός Ελέγχου Συντελεστές Φορτίου Δυναμικός συντελεστής Kv 1,1 Συντελεστή πλάτους για εκκοιλάνσεις ΚHβ 1,247469467 Συντελεστής πλάτους για θράυση ΚFβ 1,224783822 Συντελεστής πλάτους για άρπαγμα ΚΒβ 1,247469467 Συντελεστής επικαλύψεως Υε 0,884719348 Μετωπικός συντελεστής για εκκοιιλάνσεις και θραύση ΚHα 1 Kfα 1 Μετωπικός συντελεστής για άρπαγμα Κβα 1 Συντελεστής κλίσεως για άρπαγμα ΚΒγ 1 Υπολογισμός σε Θραύση Πίνακας 2.3.6.b Συντελεστής μεγέθους Υχ 1 Συντελεστής γωνίας κλίσεως Υβ 1 Συντελεστής διόρθωσης τάσης πειραματικών τροχών Υst1 2 Yst2 2 Συντελεστής διόρθωσης τάσης πειραματικών τροχών Υfs1 3,85 Yfs2 3,87 Για δυναμική αντοχή Υγεν 1 Ειδικό περιφερειακό φορτίο για θραύσης wtf 48,99135286 Συντελεστής ασφάλειας σε θραύση Sf1 1,68092052 Sf2 1,672233592 Πίνακας 2.3.6.c 69

Υπολογισμός σε εκκοιλάνσεις Συντελεστής καμπυλότητας σημείου κυλίσεως Ζh 2,12 Συντελεστής ελαστικότητας Ζε 60,62 Συντελεστής γωνία κλίσης Ζβ 1 Συντελεστής διάρκειας ζωής ΖΝ 1,4 Συντελεστής λίπανσης ΖλΖωΖρ 0,85 Συντελεστής Μεγέθους Ζx 1 Ειδικό περιφερειακό φορτίο λειτουργίας για εκκοιλάνσεις wth 49,89878 Συντελεστής ασφαλείας σε εκκοιλάνσεις Sh1 1,01586 Sh2 1,58258 Υπολογισμός σε άρπαγμα Πίνακας 2.3.6.d Ειδικό περιφερειακό φορτίο για άρπαγμα wtb 49,8987787 Μέστος συντελεστής τριβής vσ 6,030991211 ρ 5,536052815 Ra 0,35 μ 0,109547249 Συντελεστής ανύψωσης θερμοκρασίας Χμ 281,4 Συντελεστής γεωμετρίας οδοντώσεως στη διάμετρο dα1 ΧβΕ 0,346348944 Γ 0,74948754 Συντελεστής κρούσης εμπλοκής Χq 1 Συντελεστής διόρθωσης κεφαλής Χca 1 Συντελεστής μετωπικής επικάλυψης Χε 0,338546643 Μέση ανύψωση της θερμοκρασίας θflaint 63,03845511 Συντελεστής είδους λίπανσης Χs 1 Αρχική Μέση θερμοκρασία θm 134,1269186 Συντελεστής υλικού ΧwrelT 1 Μέση θερμοκρασία αρπάγματος θμτ 170,4 θflaintτ 109,8560574 θsint 335,1840861 Μέση θερμοκρασία εμπλοκής θint 228,6846012 Συντελεστής ασφάλειας σε άρπαγμα Ss 1,465704662 Πίνακας 2.3.6.e 70

ΥΠΟΛΟΓΙΣΜΟΣ ΑΝΤΟΧΗΣ 2ης ΣΧΕΣΗΣ ΜΕΤΑΔΟΣΗΣ Εκλέγονται Συντελεστής εφαρμογής (κρούσεων) Ka 1,5 Ελάχιστος επιθυμητός συντελεστής ασφάλειας σε εκκοιλάνσ Shmin 0,6 Ελάχιστος επιθυμητός συντελεστής ασφάλειας σε θραύση SFmin 0,85 Υλικό τροχού 1 Βαμμένοι χάλυβες εναθρακώσεως 17CrNiMo6 Υλικό τροχού 2 Βαμμένοι χάλυβες εναθρακώσεως 17CrNiMo6 Ποιότητα οδοντώσεως (DIN) τροχού 1,2 Q1 6 Q2 6 Τραχύτητα παρειάς τροχού 1,2 Ra1 0,35 μm Ra2 0,35 μm Επιτρεπόμενη επιφανειακή πίεση τροχού 1,2 σhlim1 154 Kp/mm^2 σhlim2 154 Kp/mm^2 Αρχική δυναμική αντοχή στο πόδι τροχού 1,2 σflim1 51 Kp/mm^2 σflim2 51 Kp/mm^2 Λιπαντικό 5W40 Ροπή αρπάγματος σε δοκιμή FZG T1τ 40 Kpm Κινηματικό ιξώδες στους 40 v40 72,7 cst Θερμοκρασία λουτρού θoil 90 C Πίνακας 2.3.6.f Απλουστευμένος Υπολογισμός Ελέγχου Συντελεστές Φορτίου Δυναμικός συντελεστής Kv 1,1 Συντελεστή πλάτους για εκκοιλάνσεις ΚHβ 1,139040684 Συντελεστής πλάτους για θράυση ΚFβ 1,12679907 Συντελεστής πλάτους για άρπαγμα ΚΒβ 1,139040684 Συντελεστής επικαλύψεως Υε 0,915609787 Μετωπικός συντελεστής για εκκοιιλάνσεις και θραύση ΚHα 1 Kfα 1 Μετωπικός συντελεστής για άρπαγμα Κβα 1 Συντελεστής κλίσεως για άρπαγμα ΚΒγ 1 Πίνακας 2.3.6.g 71

Υπολογισμός σε Θραύση Συντελεστής μεγέθους Υχ 1 Συντελεστής γωνίας κλίσεως Υβ 1 Συντελεστής διόρθωσης τάσης πειραματικών τροχών Υst1 2 Yst2 2 Συντελεστής διόρθωσης τάσης πειραματικών τροχών Υfs1 3,85 Yfs2 3,87 Για δυναμική αντοχή Υγεν 1 Ειδικό περιφερειακό φορτίο για θραύσης wtf 59,59033541 Συντελεστής ασφάλειας σε θραύση Sf1 1,335321618 Sf2 1,328420731 Πίνακας 2.3.6.h Υπολογισμός σε εκκοιλάνσεις Συντελεστής καμπυλότητας σημείου κυλίσεως Ζh 2,12 Συντελεστής ελαστικότητας Ζε 60,62 Συντελεστής γωνία κλίσης Ζβ 1 Συντελεστής διάρκειας ζωής ΖΝ 1,4 Συντελεστής λίπανσης ΖλΖωΖρ 0,85 Συντελεστής Μεγέθους Ζx 1 Ειδικό περιφερειακό φορτίο λειτουργίας για εκκοιλάνσεις wth 60,23773 Συντελεστής ασφαλείας σε εκκοιλάνσεις Sh1 0,95729 Sh2 1,38511 Πίνακας 2.3.6.i 72

Υπολογισμός σε άρπαγμα Ειδικό περιφερειακό φορτίο για άρπαγμα wtb 60,23772847 Μέστος συντελεστής τριβής vσ 7,506282912 ρ 6,371530825 Ra 0,35 μ 0,104960574 Συντελεστής ανύψωσης θερμοκρασίας Χμ 281,4 Συντελεστής γεωμετρίας οδοντώσεως στη διάμετρο dα1 ΧβΕ 0,313887165 Γ 0,609179737 Συντελεστής κρούσης εμπλοκής Χq 1 Συντελεστής διόρθωσης κεφαλής Χca 1 Συντελεστής μετωπικής επικάλυψης Χε 0,367003548 Μέση ανύψωση της θερμοκρασίας θflaint 74,69005639 Συντελεστής είδους λίπανσης Χs 1 Αρχική Μέση θερμοκρασία θm 142,2830395 Συντελεστής υλικού ΧwrelT 1 Μέση θερμοκρασία αρπάγματος θμτ 170,4 θflaintτ 109,8560574 θsint 335,1840861 Μέση θερμοκρασία εμπλοκής θint 254,3181241 Συντελεστής ασφάλειας σε άρπαγμα Ss 1,317971683 Πίνακας 2.3.6.j 73

ΥΠΟΛΟΓΙΣΜΟΣ ΑΝΤΟΧΗΣ 3ης ΣΧΕΣΗΣ ΜΕΤΑΔΟΣΗΣ Εκλέγονται Συντελεστής εφαρμογής (κρούσεων) Ka 1,5 Ελάχιστος επιθυμητός συντελεστής ασφάλειας σε εκκοιλάνσ Shmin 0,6 Ελάχιστος επιθυμητός συντελεστής ασφάλειας σε θραύση SFmin 0,85 Υλικό τροχού 1 μμένοι χάλυβες εναθρακώσε 17CrNiMo6 Υλικό τροχού 2 μμένοι χάλυβες εναθρακώσε 17CrNiMo6 Ποιότητα οδοντώσεως (DIN) τροχού 1,2 Q1 6 Q2 6 Τραχύτητα παρειάς τροχού 1,2 Ra1 0,35 μm Ra2 0,35 μm Επιτρεπόμενη επιφανειακή πίεση τροχού 1,2 σhlim1 154 Kp/mm^2 σhlim2 154 Kp/mm^2 Αρχική δυναμική αντοχή στο πόδι τροχού 1,2 σflim1 51 Kp/mm^2 σflim2 51 Kp/mm^2 Λιπαντικό 5W40 Ροπή αρπάγματος σε δοκιμή FZG T1τ 40 Kpm Κινηματικό ιξώδες στους 40 v40 72,7 cst Θερμοκρασία λουτρού θoil 90 C Πίνακας 2.3.6.k Απλουστευμένος Υπολογισμός Ελέγχου Συντελεστές Φορτίου Δυναμικός συντελεστής Kv 1,1 Συντελεστή πλάτους για εκκοιλάνσεις ΚHβ 1,117855 Συντελεστής πλάτους για θράυση ΚFβ 1,107565653 Συντελεστής πλάτους για άρπαγμα ΚΒβ 1,117855 Συντελεστής επικαλύψεως Υε 0,819359145 Μετωπικός συντελεστής για εκκοιιλάνσεις και θραύση ΚHα 1 Kfα 1 Μετωπικός συντελεστής για άρπαγμα Κβα 1 Συντελεστής κλίσεως για άρπαγμα ΚΒγ 1 Πίνακας 2.3.6.l 74

Υπολογισμός σε Θραύση Συντελεστής μεγέθους Υχ 1 Συντελεστής γωνίας κλίσεως Υβ 1 Συντελεστής διόρθωσης τάσης πειραματικών τροχών Υst1 2 Yst2 2 Συντελεστής διόρθωσης τάσης πειραματικών τροχών Υfs1 3,85 Yfs2 3,87 Για δυναμική αντοχή Υγεν 1 Ειδικό περιφερειακό φορτίο για θραύσης wtf 60,16406018 Συντελεστής ασφάλειας σε θραύση Sf1 1,47795324 Sf2 1,470315239 Πίνακας 2.3.6.m Υπολογισμός σε εκκοιλάνσεις Συντελεστής καμπυλότητας σημείου κυλίσεως Ζh 2,12 Συντελεστής ελαστικότητας Ζε 60,62 Συντελεστής γωνία κλίσης Ζβ 1 Συντελεστής διάρκειας ζωής ΖΝ 1,4 Συντελεστής λίπανσης ΖλΖωΖρ 0,85 Συντελεστής Μεγέθους Ζx 1 Ειδικό περιφερειακό φορτίο λειτουργίας για εκκοιλάνσεις wth 60,72299 Συντελεστής ασφαλείας σε εκκοιλάνσεις Sh1 1,02626 Sh2 1,33575 Πίνακας 2.3.6.n 75

Υπολογισμός σε άρπαγμα Ειδικό περιφερειακό φορτίο για άρπαγμα wtb 60,72298765 Μέστος συντελεστής τριβής vσ 7,59575859 ρ 6,044512631 Ra 0,35 μ 0,106250602 Συντελεστής ανύψωσης θερμοκρασίας Χμ 281,4 Συντελεστής γεωμετρίας οδοντώσεως στη διάμετρο dα1 ΧβΕ 0,372424123 Γ 0,656593436 Συντελεστής κρούσης εμπλοκής Χq 1 Συντελεστής διόρθωσης κεφαλής Χca 1 Συντελεστής μετωπικής επικάλυψης Χε 0,309191423 Μέση ανύψωση της θερμοκρασίας θflaint 80,64530394 Συντελεστής είδους λίπανσης Χs 1 Αρχική Μέση θερμοκρασία θm 146,4517128 Συντελεστής υλικού ΧwrelT 1 Μέση θερμοκρασία αρπάγματος θμτ 170,4 θflaintτ 109,8560574 θsint 335,1840861 Μέση θερμοκρασία εμπλοκής θint 267,4196687 Συντελεστής ασφάλειας σε άρπαγμα Ss 1,253401022 Πίνακας 2.3.6.o 76

ΥΠΟΛΟΓΙΣΜΟΣ ΑΝΤΟΧΗΣ 4ης ΣΧΕΣΗΣ ΜΕΤΑΔΟΣΗΣ Εκλέγονται Συντελεστής εφαρμογής (κρούσεων) Ka 1,5 Ελάχιστος επιθυμητός συντελεστής ασφάλειας σε εκκοιλάνσ Shmin 0,6 Ελάχιστος επιθυμητός συντελεστής ασφάλειας σε θραύση SFmin 0,85 Υλικό τροχού 1 μμένοι χάλυβες εναθρακώσε 17CrNiMo6 Υλικό τροχού 2 μμένοι χάλυβες εναθρακώσε 17CrNiMo6 Ποιότητα οδοντώσεως (DIN) τροχού 1,2 Q1 6 Q2 6 Τραχύτητα παρειάς τροχού 1,2 Ra1 0,35 μm Ra2 0,35 μm Επιτρεπόμενη επιφανειακή πίεση τροχού 1,2 σhlim1 154 Kp/mm^2 σhlim2 154 Kp/mm^2 Αρχική δυναμική αντοχή στο πόδι τροχού 1,2 σflim1 51 Kp/mm^2 σflim2 51 Kp/mm^2 Λιπαντικό 5W40 Ροπή αρπάγματος σε δοκιμή FZG T1τ 40 Kpm Κινηματικό ιξώδες στους 40 v40 72,7 cst Θερμοκρασία λουτρού θoil 90 C Πίνακας 2.3.6.p Απλουστευμένος Υπολογισμός Ελέγχου Συντελεστές Φορτίου Δυναμικός συντελεστής Kv 1,1 Συντελεστή πλάτους για εκκοιλάνσεις ΚHβ 1,111757378 Συντελεστής πλάτους για θράυση ΚFβ 1,102024345 Συντελεστής πλάτους για άρπαγμα ΚΒβ 1,111757378 Συντελεστής επικαλύψεως Υε 0,904562183 Μετωπικός συντελεστής για εκκοιιλάνσεις και θραύση ΚHα 1 Kfα 1 Μετωπικός συντελεστής για άρπαγμα Κβα 1 Συντελεστής κλίσεως για άρπαγμα ΚΒγ 1 Πίνακας 2.3.6.q 77

Υπολογισμός σε Θραύση Συντελεστής μεγέθους Υχ 1 Συντελεστής γωνίας κλίσεως Υβ 1 Συντελεστής διόρθωσης τάσης πειραματικών τροχών Υst1 2 Yst2 2 Συντελεστής διόρθωσης τάσης πειραματικών τροχών Υfs1 3,85 Yfs2 3,87 Για δυναμική αντοχή Υγεν 1 Ειδικό περιφερειακό φορτίο για θραύσης wtf 60,61133898 Συντελεστής ασφάλειας σε θραύση Sf1 1,32886184 Sf2 1,321994337 Πίνακας 2.3.6.r Υπολογισμός σε εκκοιλάνσεις Συντελεστής καμπυλότητας σημείου κυλίσεως Ζh 2,12 Συντελεστής ελαστικότητας Ζε 60,62 Συντελεστής γωνία κλίσης Ζβ 1 Συντελεστής διάρκειας ζωής ΖΝ 1,4 Συντελεστής λίπανσης ΖλΖωΖρ 0,85 Συντελεστής Μεγέθους Ζx 1 Ειδικό περιφερειακό φορτίο λειτουργίας για εκκοιλάνσεις wth 61,14666 Συντελεστής ασφαλείας σε εκκοιλάνσεις Sh1 0,99472 Sh2 1,29303 Πίνακας 2.3.6.s 78

Υπολογισμός σε άρπαγμα Ειδικό περιφερειακό φορτίο για άρπαγμα wtb 61,14665582 Μέστος συντελεστής τριβής vσ 9,238502045 ρ 6,937051312 Ra 0,35 μ 0,097920876 Συντελεστής ανύψωσης θερμοκρασίας Χμ 281,4 Συντελεστής γεωμετρίας οδοντώσεως στη διάμετρο dα1 ΧβΕ 0,286245909 Γ 0,470627223 Συντελεστής κρούσης εμπλοκής Χq 1 Συντελεστής διόρθωσης κεφαλής Χca 1 Συντελεστής μετωπικής επικάλυψης Χε 0,374148829 Μέση ανύψωση της θερμοκρασίας θflaint 72,68054026 Συντελεστής είδους λίπανσης Χs 1 Αρχική Μέση θερμοκρασία θm 140,8763782 Συντελεστής υλικού ΧwrelT 1 Μέση θερμοκρασία αρπάγματος θμτ 170,4 θflaintτ 109,8560574 θsint 335,1840861 Μέση θερμοκρασία εμπλοκής θint 249,8971886 Συντελεστής ασφάλειας σε άρπαγμα Ss 1,341287943 Πίνακας 2.3.6.t Όπως προκύπτει από τους παραπάνω πίνακες και οι τέσσερις σχέσεις μετάδοσης αντέχουν στις πιθανές βλάβες που μπορούσαν να προκύψουν στον οδοντωτό τροχό από την στιγμή που οι συντελεστές είναι μεγαλύτεροι της μονάδας. 79

2.3.7 ΔΙΑΔΙΚΑΣΙΑ ΥΛΟΠΟΙΗΣΗΣ Με τον υπολογισμό των γεωμετρικών μεγεθών των οδοντοκινήσεων για κάθε σχέση μετάδοσης και τον αντίστοιχο υπολογισμό των συντελεστών για αντοχή σε θραύση, εκκοιλάνσεις και σε άρπαγμα μπορούμε να προχωρήσουμε στο τελευταίο κομμάτι που έμεινε πριν την φάση της κατασκευής. Σε αυτό το κεφάλαιο θα αναπτυχθούν και θα παρουσιασθούν τα κατασκευαστικά σχέδια του 4-τάχυτου κιβώτιου ταχυτήτων όπως και η συνολική εικόνα του κιβωτίου μέσω της χρήσης κατάλληλου προγράμματος σχεδίασης στο υπολογιστή. Στο κεφάλαιο 1.2 παρουσιάσθηκε αναλυτικά ο τρόπος λειτουργίας του εργοστασιακού 6-τάχυτου κιβώτιου της HONDA. Στην παρούσα φάση η διαδικασία σχεδίασης του κιβωτίου πρέπει να τηρεί συγκεκριμένα κριτήρια που αφορούν κυρίως τις διαστάσεις του κελύφους όπως και τις θέσεις έδρασης του εργοστασιακού κιβωτίου οι οποίες δεν μπορούν να αλλάξουν. Για αυτό έχουμε σαν αποτέλεσμα οι διαστάσεις του πρωτεύοντος άξονα και του δευτερεύοντος να μείνουν ως έχουν όπως και η χρήση των αντίστοιχων ρουλεμάν για την έδραση των αξόνων. Στην παρακάτω εικόνα παρουσιάζεται το εργοστασιακό κιβώτιο ταχυτήτων και οι θέσεις κάθε σχέσης μετάδοσης. Αυτό θα μας βοηθήσει να επιλέξουμε τις καινούριες θέσεις στις οποίες θα μπούνε οι νέες ταχύτητες. Όπως αναφέρθηκε και σε προηγούμενο κεφάλαιο ο κυλινδρικός επιλογέας ακολουθεί μία συγκεκριμένη διαδρομή. Στην περίπτωση που είναι εργοστασιακός έχει την εξής σειρά 1-N-2-3-4-5-6. Στο 4-τάχυτο κιβώτιο είναι απαραίτητο οι επιλογές των ταχυτήτων να γίνονται σε σειρά, οπότε βάση της λειτουργίας του κυλινδρικού επιλογέα οι 4 νέες σχέσεις μετάδοσης πρέπει να πάρουν τις αντίστοιχες θέσεις της 1 ης,2 ης,3 ης και 4 ης. Αυτό έχει σαν αποτέλεσμα να μην χρειάζονται η 5 η και η 6 η ταχύτητα του εργοστασιακού κιβωτίου. Όπως όμως φαίνεται από την παρακάτω εικόνα η 5 η και η 6 η ταχύτητα βρίσκονται πάνω στους μετωπικούς συνδέσμους που χρησιμοποιούνται για την σύμπλεξη των ταχυτήτων της 1 ης, της 2 ης,της 3 ης και της 4 ης ταχύτητες που χρειαζόμαστε στο 4-τάχυτο κιβώτιο. 80

Εικόνα 2.3.7.a 6-τάχυτο εργοστασιακό κιβώτιο HONDA Για αυτό τον λόγο οι μετωπικοί σύνδεσμοι που βρίσκονται στον δευτερεύον άξονα κατεργάστηκαν ώστε να αφαιρεθεί η γεωμετρία των δοντιών της 6 ης και της 5 ης ταχύτητας. Στην εικόνα 2.3.7.b φαίνεται η νέα μορφή των μετωπικών συνδέσμων που θα χρειαστούν για την λειτουργία του 4-τάχυτου κιβωτίου. 81

Εικόνα 2.3.7.b Μετωπικοί Σύνδεσμοι 4-τάχυτου κιβωτίου Τα αντίστοιχα γρανάζια που βρίσκονται στον πρωτεύων άξονα και αντιστοιχούν στην 5 η και στην 6 η σχέση μετάδοσης αφαιρούνται από την νέα διάταξη από την στιγμή που δεν θα χρησιμοποιηθούν. Ο πρωτεύων άξονας θα αποτελείται από ένα κομμάτι που πάνω θα κατεργαστούν τα τέσσερα γρανάζια. Ο εργοστασιακός πρωτεύων είναι ένας άξονας που τα γρανάζια και ο ένας μετωπικός σύνδεσμος είναι εδρασμένος με πολύσφηνο. Λόγω περιορισμένου χρόνου που υπήρχε ο πρωτεύων σχεδιάσθηκε με τον τρόπο που φαίνεται στην παρακάτω εικόνα. Στον εργοστασιακό πρωτεύων άξονα οι ταχύτητες της 3 ης και της 4 ης έπαιζαν και τον ρόλο του 3 ου μετωπικού συνδέσμου που βοηθούσε στην σύμπλεξη της 5 ης και της 6 ης ταχύτητας. Στο 4-τάχυτο κιβώτιου αυτός ο 3 ος μετωπικός σύνδεσμος δεν θα χρησιμοποιηθεί οπότε δεν συμπεριλήφθηκε στα σχέδια του νέου κιβωτίου. Με αυτές λοιπόν τις διαφορές σχεδιάσθηκε το 4-τάχυτητο κιβώτιο ταχυτήτων με την βοήθεια κατάλληλου προγράμματος σχεδίασης σε ηλεκτρονικό υπολογιστή. Οπότε αυτό που χρειάζεται να κατασκευασθεί είναι ο πρωτεύων άξονας με τις 4 ταχύτητες και τα 4 γρανάζια των αντίστοιχων ταχυτήτων του δευτερεύοντος άξονα ο ποίος μένει ως έχει. Στις παρακάτω εικόνες φαίνεται συνοπτικά σε τρισδιάστατη μορφή το 4-τάχυτο κιβώτιο ταχυτήτων. 82

Εικόνα 2.3.7.c Πρωτεύων άξονας 4-τάχυτου κιβωτίου με την βοήθεια κατάλληλου σχεδιαστικού προγράμματος Εικόνα 2.3.7.d Συνολική άποψη του 4-τάχυτου κιβωτίου με την βοήθεια κατάλληλου σχεδιαστικού προγράμματος 83

Εικόνα 2.3.5.e Συνολική άποψη του 4-τάχυτου κιβωτίου με την βοήθεια κατάλληλου σχεδιαστικού προγράμματος Στο παράρτημα της παρούσας εργασίας υπάρχουν όλα τα κατασκευαστικά σχέδια του πρωτεύοντος άξονα και των τεσσάρων γραναζιών του δευτερεύοντος άξονα. 84

3. ΥΛΟΠΟΙΗΣΗ 3.1 ΣΤΑΔΙΑ ΚΑΤΑΣΚΕΥΗΣ-ΘΕΡΜΙΚΗ ΚΑΤΕΡΓΑΣΙΑΣ 3.1.1 ΦΑΣΗ ΥΛΟΠΟΙΗΣΗΣ ΠΡΩΤΕΥΟΝΤΟΣ ΑΞΟΝΑ Σε αυτό το κεφάλαιο θα παρουσιασθεί η διαδικασία υλοποίησης του πρωτεύοντος άξονα όπου όπως αναφέρθηκε και σε προηγούμενο κεφάλαιο θα έχει πάνω κατεργασμένα τις τέσσερις σχέσεις μετάδοσης σε αντίθεση με τον εργοστασιακό όπου οι σχέσεις μετάδοσης ήταν εδρασμένες με πολύσφηνο. Η φάση κατασκευής του πρωτεύων άξονα περιλαμβάνει 5 διαφορετικά στάδια. 1. Φάση εκχόνδρισης στον Τόρνο. 2. Κατεργασία με πλάνη με κύλιση των γραναζιών της 3 ης και 4 ης ταχύτητας. 3. Κατεργασία στην φραίζομηχανή των γραναζιών της 1 ης και 2 ης ταχύτητας. 4. Διπλή επιφανειακή Βαφή. 5. Αποπεράτωση του άξονα (ρεκτιφιέ). 1. Φάση εκχόνδρισης στον Τόρνο. Στις παρακάτω εικόνες παρουσιάζεται η πορεία του πρωτεύοντος άξονα κατά την φάση της εκχόνδρισης. Εικόνα 3.1.1.a Διαδικασία εκχόνδρισης πρωτεύοντος άξονα 85

Εικόνα 3.1.1.b Μετά το πέρας της εκχόνδρισης του πρωτεύοντος άξονα Εικόνα 3.1.1.c Πριν και μετά την φάση εκχόνδρισης 86

2. Κατεργασία με πλάνη με κύλιση των γραναζιών της 3 ης και 4 ης ταχύτητας. Εικόνα 3.1.1.d Κατεργασία 3 ης σχέσης μετάδοσης με πλάνη με κύλιση Εικόνα 3.1.1.e Κατεργασία 3 ης σχέσης μετάδοσης με πλάνη με κύλιση 87

Εικόνα 3.1.1.f Ολοκλήρωση κατεργασίας 3 ης ταχύτητας Εικόνα 3.1.1.g Κατεργασία 4 ης σχέσης μετάδοσης με πλάνη με κύλιση 88

Εικόνα 3.1.1.h Κατεργασία 4 ης σχέσης μετάδοσης με πλάνη με κύλιση 89

3. Κατεργασία στην φραίζομηχανή των γραναζιών της 1 ης και 2 ης ταχύτητας. Εικόνα 3.1.1.i Κατεργασία 1 ης σχέσης μετάδοσης στην φραίζομηχανή 90

Εικόνα 3.1.1.j Κατεργασία 1 ης σχέσης μετάδοσης στην φραίζομηχανή 91

Εικόνα 3.1.1.k Κατεργασία 1 ης σχέσης μετάδοσης στην φραίζομηχανή 92

Εικόνα 3.1.1.l Πρωτεύων άξονας μετά την κατεργασία της 1 ης ταχύτητας Εικόνα 3.1.1.m Πρωτεύων άξονας μετά την κατεργασία της 1 ης ταχύτητας 93

Πριν την βαφή Εικόνα 3.1.1.o Πρωτεύων άξονας πριν την βαφή Εικόνα 3.1.1.p Πρωτεύων άξονας πριν την βαφή 94

4. Διπλή Επιφανειακή Βαφή, Αμμοβολή Εικόνα 3.1.1.q Φούρνος ενανθρακώσεως Εικόνα 3.1.1.r Θερμοκρασία φούρνου 95

Εικόνα 3.1.1.s Πρωτεύων άξονας μετά την ενανθράκωση Εικόνα 3.1.1.t Πύρωση κατά την φάση ενανθράκωσης 96

Εικόνα 3.1.1.u Πύρωση κατά την φάση ενανθράκωσης Εικόνα 3.1.1.v Μετά την ολοκλήρωση της διαδικασίας βαφής 97

Εικόνα 3.1.1.w Μέτρηση σκληρότητας 98

3.1.3 ΦΑΣΗ ΥΛΟΠΟΙΗΣΗΣ ΓΡΑΝΑΖΙΩΝ ΔΕΥΤΕΡΕΟΝΤΟΣ ΑΞΟΝΑ Όπως και ο πρωτεύων άξονας έτσι τα γρανάζια των τεσσάρων σχέσεων μετάδοσης του δευτερεύοντος άξονα κατεργάστηκαν με τον ίδιο τρόπο με την μόνη διαφορά ότι για την κατεργασία των αυλακώσεων μέσα στις οποίες εισέρχονται τα δόντια του μετωπικού συνδέσμου χρησιμοποιήθηκε κέντρο κατεργασίας. Οπότε για την υλοποίηση των γραναζιών του δευτερεύοντος άξονα χρειάστηκαν οι παρακάτω φάσεις. 6. Φάση εκχόνδρισης στον Τόρνο. 7. Κατεργασία αυλακώσεων σε κέντρο κατεργασίας 8. Κατεργασία στην φραίζομηχανή των γραναζιών της 1 ης,2 ης,3 ης και 4 ης ταχύτητας. 9. Διπλή επιφανειακή Βαφή, Αμμοβολή. Φάση εκχόνδρισης στον Τόρνο. Εικόνα 3.1.2.a Υλικό κατεργασίας 99

Εικόνα 3.1.2.b Φάση εκχόνδρισης Εικόνα 3.1.2.c Πριν και μετά την εκχόνδριση 100

Κατεργασία αυλακώσεων σε κέντρο κατεργασίας Εικόνα 3.1.2.d Κατεργασία αυλακώσεων Εικόνα 3.1.2.e Κατεργασία αυλακώσεων 101

Κατεργασία στην φραίζομηχανή των γραναζιών της 1 ης,2 ης,3 ης και 4 ης ταχύτητας. Εικόνα 3.1.2.f Κατεργασία 1 ης σχέσης μετάδοσης στην φραίζομηχανή Εικόνα 3.1.2.f Κατεργασία 1 ης σχέσης μετάδοσης στην φραίζομηχανή 102

Πριν την βαφή Εικόνα 3.1.2.g Γρανάζια μετά την κατεργασία των οδοντώσεων 103

Διπλή επιφανειακή Βαφή, Αμμοβολή. Εικόνα 3.1.2.h Πύρωση κατά την φάση ενανθράκωσης Εικόνα 3.1.1.i Πύρωση κατά την φάση ενανθράκωσης 104

Εικόνα 3.1.1.k Μετά την ολοκλήρωση της διαδικασίας βαφής Εικόνα 3.1.1.l Διαδικασία Αμμοβολής 105

Αφού πραγματοποιήθηκαν όλες οι φάσεις υλοποίησης για τον πρωτεύων άξονα και για τα γρανάζια του δευτερεύοντος άξονα συναρμολογήθηκαν και τοποθετήθηκαν στο κέλυφος του κινητήρα. Το συνολικό βάρος που κερδήθηκε ανέρχεται στα 418gr και το αντίστοιχο ποσοστό μείωσης ~20%. Εικόνα 3.1.1.l Συναρμολογημένο το 4-ταχυτο κιβώτιο ταχυτήτων μετά την ολοκλήρωση των φάσεων κατασκευής. Εικόνα 3.1.1.m Το 4-τάχυτο κιβώτιο ταχυτήτων μετά την ολοκλήρωση των φάσεων κατασκευής 106

Εικόνα 3.1.1.n Το εργοστασιακό 6-τάχυτο κιβώτιο στα αριστερά και στα δεξιά το νέο 4-τάχυτο κιβώτιο ταχυτήτων Εικόνα 3.1.1.p Συναρμολόγηση στο κέλυφος του κινητήρα 107

Εικόνα 3.1.1.q Συναρμολόγηση στο κέλυφος του κινητήρα Εικόνα 3.1.1.r Συναρμολόγηση στο κέλυφος του κινητήρα 108