T.C. GAZİ ÜNİVERSİTESİ MÜHENDİSLİK FAKÜLTESİ MAKİNE MÜHENDİSLİĞİ BÖLÜMÜ

T.C. GAZİ ÜNİVERSİTESİ MÜHENDİSLİK FAKÜLTESİ MAKİNE MÜHENDİSLİĞİ BÖLÜMÜ MM 43 MEKANİK SİSTEM TASARIMI DÖNEM İÇİ PROJESİ 9115581 Ahmet Yağız TUNCEL 14

İçindekiler İçindekiler... Şekiller... 4 Tablolar... 5 Figure... 5 1.TORK NEDİR... 6 1.1 Tork Konvertör Nedir... 8 1. Kavrama Nedir ve Nasıl Çalışır... 9. AKTARMA KARAKTERİSTİKLERİ... 11.1 ELLE KUMANDALI DİŞLİ AKTARMA SİSTEMLERİ (MANUEL)... 11.1.1 Vites Oranlarının Seçilme Yöntemleri... 1.1. Taşıt Performans Eğrileri ve Çeki Çeki Çabası... 14.1.3 İçten Yanmalı Motorların Karakteristik Eğrilerinin Analitik Temsili... 15.1.4 Taşıt Güç İhtiyacı ve Çeki Kuvvetinin Hesaplanması... 17. OTOMATİK ŞANZIMAN... 18..1 Klasik Otomatik (Konvansiyonel) Şanzıman... 19.. Tiptronic (sıralı) Şanzımanlar.....3 Otomatikleştirilmiş Manuel Şanzımanlar... 1..4 Çift Kavramalı Şanzımanlar... 1.3.1 Sürekli Değişken Transmisyon(CVT)....3. HİDROSTATİK TRANSMİSYON... 8 3. TORK ARTITICI ŞANZIMAN TASARIMI... 35 3.1 SİSTEM GEREKSİNİMLERİ... 35 3.1.1 Dişli Çarklar... 35 3.1. Paralel Miller ( Alın dişli çarklar )... 36 3.1.3 Kesişen Miller ( Konik Dişli Çarklar )... 38 3.1.4 Aykırı Miller... 38 3.1. Ana Boyutlar... 4 3.1.3 Kavrama Olayı... 4 3.1.4 Genel Dişli Kanunu... 45 3.1.5 Diş Kuvveti... 47 3.1.6 Kontrol Hesabı... 51 3.1.7 Boyutlandırma Hesabı... 51 3.1.8 Silindirik Helisel Dişli Çarklar... 69

4 HESAPLAMALAR... 78 4.1 VİTES ORANLARININ BELİRLENMESİ... 78 4.1.1 Efektif Tork Yarıçapının Hesaplanması... 78 4.1. Vites Oranlarının Belirlenmesi... 79 4.1.3 Her Kademede Elde Edilen Çeki Kuvveti Değerleri... 79 4. DİŞLİ HESABI... 8 4..1 Boyutlandırma Hesabı... 8 4.. Mukavemet Hesapları... 84 4.3 DİŞLİ ÖLÇÜLERİ... 85 5. KAYNAKÇA... 86 6. TEKNİK RESİMLER VE EKLER... 87 3

Şekiller Şekil 1 Tork... 6 Şekil Tork Eğrisi... 7 Şekil 3 Tork Konvertör... 9 Şekil 4 Çeki Çabası-Hız Karakteristik Eğrileri... 1 Şekil 5 Geometrik İlerleme Kuralına Göre Vites Oranlarının Seçimi... 13 Şekil 6 Benzinli Motorun Performans Karakteristik Eğrileri... 14 Şekil 7 Dizel Motorunun Performans Karakteristik Eğrileri... 14 Şekil 8 Çeki Çabası-Hız Karakteristik Eğrileri... 17 Şekil 9 Otomatik Şanzıman... 18 Şekil 1 Klasik Otomatik (Konvansiyonel) Şanzıman... 19 Şekil 11 Tork Konverter... Şekil 1 Tork Konverterin Yeri... Şekil 13 Çift Kavramalı Şanzıman... 1 Şekil 14 Çift Kavramalı Şanzımanın İçi... Şekil 15 CVT Şanzıman... 3 Şekil 16 CVT Yakıt Tüketimleri... 7 Şekil 17 CVT İvmelenme... 7 Şekil 18 CVT Elektronik Kontrol Şeması... 8 Şekil 19 Hidrostatik Transmisyon... 9 Şekil Kapalı Devre Hidrolik Sistemin Tesisatının Gösterimi... 3 Şekil 1 İki Çeker Sürüş Devresi... 3 Şekil Dört Çeker Sürüş Devresi... 31 Şekil 3 İki Yollu Sürüş Devresi... 31 Şekil 5 Kuvvetlerin Gösterimi... 31 Şekil 6 Çarklar... 36 Şekil 7 Helisel Dişli Çarklar... 37 Şekil 8 Ok Dişli... 37 Şekil 9 Kramiyer Dişli... 38 Şekil 3 Konik Dişliler... 38 Şekil 31 Spiral Dişli... 39 Şekil 3 Sonsuz Vida Mekanizmaları... 4 Şekil 33 Diş ve Dişli Boyutları... 41 Şekil 34 Kavrama Eğrileri... 43 Şekil 35 Kavrama Doğrusu... 43 Şekil 36 Dişli Kanununun Bulunuşuna Ait Yardımcı Resim... 45 Şekil 37 Dişlerde Aşınmanın Durumu... 47 Şekil 38 Dişlere Etkiyen Kuvvetler... 48 Şekil 39 Levis Yöntemi... 5 Şekil 4 DIN Standartlarına Göre... 5 Şekil 41 Düz Dişli Mekanizmalara Göre Helisel Dişli Mekanizmaların Özellikleri... 7 Şekil 4 Helisel Dişlinin Bir Eşdeğer Düz Dişli Çarkı... 71 Şekil 43 Helisel Dişli Yüzey Ölçüleri... 73 Şekil 44 Helisel Dişliye Uygulanan Kuvvetler... 74 Şekil 45 Helisel Dişlilerde Eksenel Kuvvetler... 76 4

Tablolar Tablo 1 Dişli Ölçüleri... 4 Tablo Yataklama Durumuna Göre Genişlik Çap Oranları... 53 Tablo 3 Genişlik Faktörü... 53 Tablo 4 Dinamik veya Hız Faktörü (K V )... 54 Tablo 5 Yük Dağılım Faktörü (K m )... 55 Tablo 6 Güç Kaynağı Ve İş Makinesine Bağlı Olarak Çalışma Faktörü... 56 Tablo 7 Elektrik Motoru İle Tahrik Edilen İş Makineleri İçin Çalışma Faktörü (K )... 56 Tablo 8 Dişli Çark Malzemesinin Sürekli Mukavemet Sınırı... 59 Tablo 9 Büyüklük Faktörü (K b )... 59 Tablo 1 Ömür Faktörü (K L )... 63 Tablo 11 Güvenirlik Faktörü (K R)... 63 Tablo 1 Zorlanma Faktörü (K Z )... 64 Tablo 13 Tablo 13 Dişli Çark Malzemelerinin Mekanik Özellikleri... 64 Tablo 14 Dişli Çark Malzemelerinin Yüzey Basınç Özellikleri... 66 Tablo 15 Alt Kesilme İçin Minimum Diş Sayısı... 7 Tablo 16 Hesaplanan Dişli Ölçüleri... 85 Figure Figure 1 Form Faktörü(K F)... 58 Figure Dişlerin Yorulma Diyagramı... 59 Figure 3 Yüzey Düzgünlüğü Faktörü (K y)... 6 Figure 4 Çentik Faktörü (K ç)... 61 Figure 5 Profil Kaydırma Faktörü... 61 Figure 6 Dişlerin Çentik Faktörü (K t)... 6 Figure 7 Yuvarlanma Noktası Faktörü... 68 5

1.TORK NEDİR Tork, motordan tekerleğe iletilen itme(dönme momenti) kuvvetidir. Birimi Newtonmetre(NM) dir. Halk ağzıyla otomobilin çekişi olarak da tarif edebileceğimiz tork, kamyon, otobüs, traktör gibi araçlarda çok yüksek değerler almaktadır. Bunun nedeni yük taşıyan araçlarda hız yapmaktan çok çekişe ihtiyaç duyulmasıdır. Biz de projemizde içten yanmalı motora sahip bir aracın kademede torkunu arttırabilecek bir şanzıman tasarımı yapacağız. Aslında bu kavram fizikte dönme momenti olarak bilinen kuvvet x kuvvet kolu formülünden başka bir şey değildir. Yandaki resimde anahtarla somunun sıkılması gösterilmekte. Burada elle uygulanan kuvvet vida ile somun arasında vidaya paralel yönde bir gerilim ve dairesel yönde moment oluşturmakta. İşte bu momente tork denir. Anahtarın sapı ne kadar uzun olur ve ne kadar geriden tutulabilirse, somun o kadar kolay dönecektir. Otomobilin tekerleklerinde olan da bunu aynısıdır. Tekerleğin çapı Şekil 1 Tork küçültülürse tork yükselir ve daha ani tepki veren daha esnek bir sürüş karakteristiğine sahip olunabilir. Tabi bu durumda maksimum sürat düşecektir. Bir yerden kazanılırken bir yerden fire vermek gerekir, bu işin doğasında olan birşeydir. Torku ifade eden bir diğer oto terimi de esnekliktir. Aynı devir bandında torku yüksek olan otomobiller ara hızlanmalarda yani sollamalarda örneğin 6km/h hızdan 1km/h hıza ulaşmada daha başarılıdır. Bu da otomobilin esnekliği olarak tanımlanır. Torku yüksek olan bir otomobil özellikle rampa çıkarken fazla devir çevirmeye ihtiyaç duymadan hızını koruyabilir fakat torku az olan otomobil ivmesini koruyabilmek için vites düşürerek hızını artırmak zorundadır. Torkun yüksek olması için temel olarak motorun yanma odasında normalden daha kuvvetli bir yanma gerçekleşmesi gerekir. Aynı beygir gücüne sahip bir benzinli motor ile bir dizel motor arasında iki kat tork farkı oluşabilir. Dizel motorlarda yanma odasındaki sıkıştırılan yüksek basınçlı havanın içerisine yine yüksek basınçlı enjektörlerden yakıt püskürtülerek kuvvetli bir yanma elde edilir. Bunun yanında pistonun kurs içerisindeki hareket mesafesinin artması ve buna bağlı olarak piston kolunun uzaması gibi etmenlerden ötürü dizel motorların torkları yüksektir. Fakat dizel motorlar benzinlilere göre fazla devir yapamadıklarından hızlanma değerlerinde pek iç açıcı değerler elde edemezler yani sahip oldukları tork avantajlarını devir düşüklükleri nedeniyle kısmen kaybederler. Bu devir düşüklüğünün nedeni ise, yanma odasına püskürtülen mazotun odacığın belirli bir noktasından başlayarak yayılarak patlamayı oluşturmasıdır. Bu noktada patlamayı kuvvetlendirmek için enjektör basıncını artırarak yakıtı yanma odasına daha hızlı göndermekten başka yapacak fazla bir şey yoktur. Benzinli motorlarda ise, birden fazla buji ile farklı noktalarda ateşleme sağlanabilmesinin yanında moleküller arası yanmayı hızlandırıcı partiküllerin yakıta eklenmesiyle yanma verimini artırmak mümkün olmaktadır. 6

Yüksek devirli benzin motorları her halükarda en gelişmiş turbo dizel bir motordan dahi ivmelenme anlamında üstündürler. Fakat alt devirlerdeki ani hızlanma yetenekleri sayesinde günlük şehir içi kullanımda dizel motorlar çok keyifli sürüş dinamikleri sunarlar. Bunun nedeni elbette yüksek tork değerleridir. Torku yüksek olan bir aracın gaz pedalına basıldığında insanın sırtını koltuğa yapıştıracak bir hızlanma duygusu yaşatır ve bu da sürüşteki en önemli keyif faktörlerinden birisidir. Fakat hareketin devamında devirler arttıkça bu hissiyatı yaşamak pek mümkün değildir. Benzinli otomobiller ise daha doygun hızlanırlar. Bu nedenledir ki, drag yarışlarında dizel otomobiller genellikle tercih edilmemektedir. Bir otomobilin vites kutusunda, daha fazla tork üretmesi veya daha fazla hız yapması arasında tercih yapılabilir. Bu konuda güç ve tork değerleri binek otomobillerde birbirine yakın değerlerde tutulurken örneğin bir jipte tork yönüne kaydırılmıştır. Misal bir binek otomobil 13 HP güç, 16 Nm tork değerine sahipken aynı motorun kullanıldığı bir jip 1 HP güç, 8 Nm tork değerine sahip olabilir. Burada beygir gücü değişmezken kullanılan şanzıman oranlarına bağlı olarak torkta farklılık görülmektedir. Benzer şekilde tekerlek çapı büyük olan traktör gibi araçlarda torkun yüksek olması gerekir çünkü tekerlek çapı büyüdükçe motorun çekişi düşer. İlave olarak motor tipi de tork açısından önemlidir. Sıra tipli motorlar güç üretmeye odaklı olarak üretilirken V tipli motorlar çekişin fazla ve sürekli olması istenen yerlerde yaygın olarak kullanılır. Tork Eğrisi Otomobilden anlayanların baktığı en önemli ve en iyi yorumlanması gereken teknik veri tork eğrisidir. Aşağıda Volkswagen markasına ait 1.4 TSI ve 1.6 FSI motorlarının tork eğrileri karşılaştırılmalı olarak verilmiştir. Şekil Tork Eğrisi 7

Grafiği yorumlarken ilk başta şu temel bilgiyi bilmek gerekir: Bir motorun tork eğrisi ne kadar düz bir çizgi şeklinde ilerliyorsa, motor o kadar verimlidir. Motorun verimli olması kullanılan yakıttan minimum ısıl kayıpla optimum kazanç elde edilebildiği anlamına gelir ki, bu bir motor için en belirleyici kalite faktörlerinin başında gelir. Grafikteki her iki motor da benzinlidir. 1.4 litrelik TSI motor 15 devir seviyelerinden başlayarak 35 devre kadar aynı tork değerini koruyabilmiştir. Bu demektir ki otomobil bu devir bandında kendinden beklenebilecek en atak(esnek) sürüşü mümkün kılıyor. 1.6 litrelik FSI motor ise, maksimum torkunu 4 devirde üretmiş ve bu devirden sonra 63 devirlere kadar fazla bir şey kaybetmeden çekişini korumuş. Atmosferik bir motor için güzel bir değer fakat 4 devire kadar otomobilin uyuşuk bir tavır sergilemesi hem şehir içi yakıt ekonomisi hem de sürüş keyfi açısından kötü bir durum. Bu motordan performans alınabilmesi için yüksek devirde kullanmak şart, bu da çok yüksek ısıl kayıplarla beraber verimsizliği ve yüksek yakıt tüketimini beraberinde getirir. Peki, bu durumda 1.4 TSI motor harika mı? Tabiki değil; onun da 35 devirden sonra aniden nefesi kesilmeye başlıyor ve FSI motor kadar yüksek devirle motoru çeviremiyor. Sonuç olarak rampada TSI motor FSI ya rahatlıkla toz yutturacak ve kıyas götürmez şekilde performansını gösterecektir. Düz yolda ise FSI motor, TSI yı hem hızlanma değeri olarak hem de maksimum sürat anlamında ya geride bırakacaktır. Ama yakıt ekonomisi ve sürüş keyfi açısından TSI motorun tercih edilebilirliği daha fazla. FSI motorun eğrisi grafiğin hiçbir yerinde düz bir çizgi olarak ilerlemediğinden zaten ilk bakışta çok başarılı olmadığı anlaşılıyor. Bu grafikte kırmızı çizgiyle gösterilen TSI motor tork anlamında da güçlü zaten ama bazı grafiklerde tam tersi olur ve eğri tepe gibi olan mavi grafik kırmızının üzerine çıkar. İşte o durumda da düz ilerleyen grafiğe sahip aracı tercih etmek daha mantıklı olacaktır. Maksimum torku az olsa da o torku değişken devir aralığında sürekli üretebilen motor daha başarılıdır. 1.1 Tork Konvertör Nedir Manuel yani düz vites kullanan otomobillerde vites değiştirirken debriyaj kavraması ile motorun boşa alınması gerekir. Otomatik vitesli araçlarda ise, motor ile bağlantıyı kesecek bir debriyaj kavraması bulunmadığından tork konverteri kullanılır. Türbin, stator, pompa ve şanzıman sıvısı(transmission fluid) kısımlarından oluşan tork konverteri, iki vantilatör pervanesine benzer dairesel kapaklar ve onların ortasında stator denilen küçük bir pervane ile konumlandırılmıştır. Dairesel kapaklar içerisine doldurulmuş şanzıman sıvısı hareket halinde iken şanzıman dişlilerine bağlı olan türbine çarpar. Bu sayede güç şanzıman dişlilerine tork olarak iletilmiş olur. Araç kırmızı ışıkta durduğunda tork konverteri torkun bir miktarını şanzımana iletir ve frene dokunmadan tam olarak duramazsınız. Bu aracın stop etmemesi içi zorunludur. Bu nedenle D yani viteste olan araç, duruyorken gazdan ayak çekildiğinde yavaşça ilerlemeye başlar. Bunu sağlayan tork konverterinin gücün bir kısmını iletiyor olmasıdır. Eğer vites N konumuna yani boşa alınırsa, pompa ve türbin tamamen boşta döner ve şanzımana hiç güç iletilmez. Motor çalıştığı sürece tork konverteri dönme hareketini her durumda sürdürür. Otomatik vitesli araçların sıklıkla durkalk yapılan kullanımlarda daha fazla yakıt harcamasının nedeni budur. Tork Konverterinin Kısımları: Türbin Pompa Stator Şanzıman Sıvısı 8

Şekil 3 Tork Konvertör 1. Kavrama Nedir ve Nasıl Çalışır Döner haldeki bir parçanın hareketini aynı eksen üzerinde bulunan diğer bir parçaya iletmek veya iletilmekte olan bu hareketi istendiği zaman durdurmak amacıyla kullanılan tertibata kavrama adı verilir. Konumuz olan ve motorlu taşıtlarda kullanılan kavramalar krank mili ekseninde olmak üzere motorla vites kutusu arasına bağlanmış olup, motordan vites kutusuna hareket iletimini sağlar ve istendiği zaman, motor çalışmasına devam ettiği halde, bu hareket iletimini durdurur. Kavramanın Görevleri Motor çalışır durumda iken kavrama kavranmış olursa hareket motordan vites kutusuna iletilir. Aynı anda, vites kutusu vites durumunda ise motorun hareketi tekerleklere kadar iletilir ve taşıt harekete geçer. Kavrama ayrılmış durumda ( hareket iletmez durumda ) olduğu zaman motorun hareketi vites kutusuna geçemez ve vites kutusu boş durumda olmasa dahi motorun hareketi vites kutusuna iletilmediğinden taşıtın hareketi mümkün olmaz. O halde, vites kutusu vites durumunda olmasına rağmen, taşıt durur halde iken kavrama motorun çalışmasına imkan verir. Kavramanın geçici olarak motorla vites kutusu arasındaki bağlantıyı kesmesinin, vites kutusunda hız durumlarının değiştirilmesindeki önemi büyüktür. Güç iletimi durdurulmadan vites kutusu bir hız durumundan diğer bir hız durumuna geçirilmek istenseydi, güç iletmekte olan iki dişli basınç altında olacağından bunların ayrılması oldukça güç olurdu. Vites kutusu boş duruma geldikten sonra, güç iletimi devam ederken istenen hız durumuna ait iki dişliyi kavrattırmaya çalışmak da dişlilerinde hasara uğramasına sebep olurdu. Çünkü büyük bir ihtimalle döndüren ve döndürülen dişlilerin çevre hızları birbirinden farklıdır. Bu durumdaki dişlilerin kavrattırılmaya teşebbüs edilmesiyle, dişlerin birbirine çarparak kırılmalarına sebep olunur. Kavrama hareket iletmez duruma getirilirse dişler üzerisindeki basınç kalkacağından dişlerin birbirinden ayrılması kolay olur ve vites boş duruma gelince döndüren dişli serbest hale geleceğinden diğer bir hız durumu için kavrattırılacak dişlilerin çevre hızlarının denkleştirilmesi mümkün olur. Bunun sonucu olarak dişliler kolayca kavrattırılır.(*) Bundan sonra kavrama tekrar kavramış duruma getirilerek motorun hareketi vites kutusu aracılığıyla bir başka oranda tekerleklere iletilir. 9

Diğer taraftan bir taşıtın durur halden belirli bir hızdaki hareket haline hemen geçişi imkansızdır veya büyük bir sarsıntıya sebep olunur. Bunun gibi düşük bir hızdan daha yüksek bir hıza veya yüksek bir hızdan daha düşük bir hıza aniden geçişte de büyük bir sarsıntı meydana gelir ve hareketi ileten parçalar aşırı derecede zorlanarak hasara uğrarlar. Kavrama ilk hareket esnasında motorun hareketini vites kutusuna, dolayısıyla tekerleklere, tedrici olarak iletir ve taşıtın harekete geçişi sarsıntısız olur. Aynı şekilde vites durumunun her değiştirilmesinden sonra motorla vites kutusunu tedricen bağlanmasını sağlayarak, taşıtın ani hızlanmasını veya ani yavaşlamasını, dolayısıyla sarsıntıları önleyerek hareket ileten parçaları hasara uğratmaktan korumuş olur ve taşıtta bulunanları oldukça rahatsız edici bir durum ortadan kaldırılır. Bunlardan başka herhangi bir sebeple de olsa motorla vites kutusu arasındaki bağlantının kesilmesi gerekebilir. Örneğin; bir arıza nedeniyle vites kutusu boş duruma getirilemeyebilir. Bu durumda taşıtın tamir yerine kadar çekilmesi sırasında tekerleklerin hareketinin motora iletilmemesi kavramanın ayırmasıyla mümkün olur. Bu açıklamalardan sonra kavramanın görevi şu şekilde özetlenebilir: İlk hareket sırasında motorun hareketini tekerleklere tedricen ileterek taşıtın sarsıntısız olarak harekete geçişini sağlamak. Taşıt hareket halinde iken vites durumlarını değiştirmek için motordan vites kutusuna hareket iletimini geçici olarak kesmek. Gerekli hallerde motorla güç aktarma organlarının bağlantısını kesmek. Kavramada Aranan Özellikler Yukarda açıklandığı gibi, kavramanın esas görevi motorun hareketini vites kutusuna tedrici olarak iletmektir. Fakat modern bir kavramada bu görevin yanında aşağıdaki özelliklerin bulunması istenir. Vites durumlarının kolay ve sessiz olarak değiştirilebilmesi için kavrama diskinin atalet momenti küçük olmalıdır. Bunun içinde diskin hafif olması gerekir. Çok büyük disklerde kavrama pedalına basılınca disk de özel şekilde frenlenerek vitese geçme işlemi sessiz hale getirilir. Krank milindeki burulma titreşimlerini vites kutusuna iletmemelidir. Serbest duruma geçmesi için kavrama pedalına tatbik edilmesi gereken kuvvet az olmalıdır. Bakımı kolay olmalıdır. Ucuza mal olmalıdır. 1

. AKTARMA KARAKTERİSTİKLERİ İçten yanmalı motorların Güç-Tork-Hız karakteristikleri taşıtların doğrudan tahrikine uygun değildir. Bu yüzden, farklı yükleme şartlarında tatminkar bir çeki çabası sağlamak için aracın bir aktarma sistemine sahip olması gerekmektedir. Aktarma sisteminin gerekliliği Şekil 4 deki çeki çabasının hız ile değişimi grafiği incelendiğinde anlaşılabilmektedir. Aktarma terimi motorun ürettiği gücü tekerlere iletmede kullanılan bütün alt ve üst sistemleri kapsamaktadır ve yol taşıtları için başlıca üç tip mevcuttur. 1. Elle kumandalı dişli aktarma sistemleri (dişli kutuları). Hidrodinamik transmisyonlar (tork konverter+otomatik şanzuman) 3. Hidrostatik transmisyonlar (hidrolik pompa+hidrolik motor) Bunlara ek olarak son zamanlarda Sürekli Değişken Aktarma adı verilen ve CVT olarak bilinen aktarma sistemleri de kullanılmaktadırlar..1 ELLE KUMANDALI DİŞLİ AKTARMA SİSTEMLERİ (MANUEL) Aktarma sistemleri için temel şartlar şunlardır: 1. Topyekün dişlilendirme ile vmaksimum, eldeki mevcut güçten üretilebilmelidir.. Taşıt yüklü haldeyken, tipik olarak %33 gibi bir eğimde kalkış yapabilmelidir. Elle kumandalı (manuel) aktarma sistemleri genellikle; Debriyaj (kavrama) Vites kutusu (şanzıman) Şaft Tahrik dingili (dingil + defransiyel + son dişli) gibi parçalardan oluşmaktadır. Bunlara ek olarak vites kutusu ve defransiyel parçaları genellikle son dişli (maruti) adı verilen bir birime entegre edilmektedir. Genel kural olarak son dişli adı verilen birimin kendine has sabit bir vites oranı bulunmaktadır. 11

Şekil 4 Çeki Çabası-Hız Karakteristik Eğrileri.1.1 Vites Oranlarının Seçilme Yöntemleri En düşük vites oranı, genellikle yolcu taşıtları için, ilk harekete geçiş sağlanırken aracın %33 lük bir eğimi tırmanabilmesini sağlayacak şekilde seçilmelidir. Buna ek olarak en düşük vitesin oranının seçiminde dikkat edilmesi gereken bir diğer husus da aracın tipik bir yol yüzeyinde maksimum eğimi tekerleklerde kaymaya neden olmayacak bir ilk vites oranının seçilmesidir. Böylece, en düşük vitesin oranın aşağıdaki yönteme göre hesaplanmalıdır. Burada Memax maksimum motor torku, W taşıt ağırlığı, fr yuvarlanma direnç katsayısı, ξax son dişli oranı, r tork altındaki tekerin efektif yarıçapı olup, t ise aktarma verimidir. 1

Ara vites oranları, it, it3 gibi, taşıtın düzgün ivmelendirilmesi için gereklidir. Herhangi ardışık iki vites için basamak oranı yüksek ise, Vites büyütüldüğünde ne fazlaca azalır. Vites küçültültüğünde ne fazlaca artar. En yüksek ve en düşük vites oranlarının ve ardışık viteslerin oranlarının (basamak oranı) belirlenmesi diğer bir yandan aracın tipine de bağlıdır. Örneğin, iş makinası olarak ya da yük taşımak için kullanılmakta olan ağır vasıtaların vites oranları genellikle geometrik ilerleme yöntemi yardımıyla seçilmektedir. Bu yöntemin temel özelliği motorun çalışma hızının her viteste aynı hız menzilinde tutmaya çalışmasıdır. Yani vites değişimlerinde motor devrinin fazlaca artmasını veya azalmasını da engellemek ve ayrıca dişlilerin çalışma esnasında, aynı diş takımlarının birbirleriyle temas ederek aşınmasını önlemek geometrik ilerleme metoduyla tayin edilmiş vites oranları ile mümkün olabilmektedir. Basamak oranı genellikle yaklaşık 1,8 gibi tipik bir değere sahip olmalıdır ki yukarıda sıralanmış şartlar sağlanabilsin. Örneğin dört hızlı bir vites kutusunun basamak oranı (geometrik ilerleme yöntemine göre) şu şekilde olmaktadır. Şekil 5 Geometrik İlerleme Kuralına Göre Vites Oranlarının Seçimi 13

.1. Taşıt Performans Eğrileri ve Çeki Çeki Çabası Şekil 6 Benzinli Motorun Performans Karakteristik Eğrileri Şekil 7 Dizel Motorunun Performans Karakteristik Eğrileri 14

.1.3 İçten Yanmalı Motorların Karakteristik Eğrilerinin Analitik Temsili Kısa spesifikasyonlar: (n1, Pe1) = (n1, Pemax) (n, Te) = (n, Temax) Güç veya tork eğrisi tablo ya da grafik olarak biliniyorsa, bu verilere göre eğri (polinom) uydurulabilir. Sadece kısa spesifikasyonlar biliniyorsa, 3.dereceden bir yaklaşık eğri uydurulabilir. (curve fitting) P e =fonk.(n e /n 1 ) P1 Pe: Herhangi bir motor devrindeki motor gücü Bu fonksiyonu, katsayıları ile birlikte yazmak gerekirse: 3 P e n e n e n e = A p +B p +Cp P1 n1 n1 n 1 A, B ve C katsayılarının belirlenmesi için üç şart gereklidir. Bunlar: i) n1, P1 ii) n, T iii) Tork zirvesinin doğruluğu (Doğru tork zirvesi) a-doğru Tork Zirvesi Formülasyonu Tork zirvesinin doğruluğu, yaklaşık tork eğrisinde maksimum tork değerinin ne=n de olması durumuna karşılıktır. P = T. T = P / Te = KPe KP 1 n e n e T e = = A T +B T +Cp ne n1 n1 n 1 Yaklaşık tork eğrisinin maksimum değerinin n de olması için: dt dn e e n =n e = olmalıdır. 15

dt K.P B Cn = + dn n n n e 1 e e 1 1 1 n =n e = K.P n n BC n 1 1 1 Bu denklemler beraber çözülürse: B C A T P 1 P1 (1 ), B T 1 AT 1 1 B T C T =- Ω Olarak hesaplanır. b-doğru Tork Zirvesi Formülü Herhangi bir motor devrindeki güç ve tork değerleri, katsayıları yukarıda hesaplanan, aşağıdaki formülasyona göre hesaplanabilir 3 P e n e n e n e = A T +B T +CT P1 n1 n1 n 1 KPe KP 1 n e n e T e = = A T +B T +CT ne n1 n1 n 1 16

.1.4 Taşıt Güç İhtiyacı ve Çeki Kuvvetinin Hesaplanması Şekil 8 Çeki Çabası-Hız Karakteristik Eğrileri Taşıt eğim tırmanırken ya da harekete geçme anında gerekli olabilecek, maksimum çeki kuvveti, maksimum torkun elde edildiği motor devrinin karşılığı olan motor gücünde üretilebilir. Her viteste elde edilebilen çeki kuvveti aşağıdaki formülasyon ile hesaplanabilir. T (T.i.i ).η w-max e-max t d tr F T =F T@n = = max rw rw Burada, r w torka maruz kalan tekerin efektif yarıçapı, it vites oranı, ηtr aktarma verimi olup id ise son dişli oranını temsil etmektedir. Çeki Çabası-Hız Karakteristik Eğrileri (Şekil 8) incelendiğinde, içten yanmalı motorların, doğrudan tahrik tekerlerine bağlanamayacağının neden mümkün olamadığı açıkça görülebilmektedir. Şanzıman kullanımı olmadan üretilen çeki kuvveti, taşıtın ilk hareketine yeterli olamamakta; motor ve tekerlekler arasında bir tork yükseltici ye ihtiyaç duyulmaktadır. 17

. OTOMATİK ŞANZIMAN Gaz pedalına basma hızına bağlı olarak yağ basıncı ile vites değiştirilmesini sağlayan transmisyon sistemleridir. Günümüzde her tür araçlara uygulanabilir. Otomatik transmisyonlu araçlarda vites durumu sınırsızdır. Önden çekişli araçlarda kullanılan otomatik transmisyonlara transaks da denilmektedir. Transakslar, arkadan itişli araçlarda kullanılan otomatik transmisyonlara göre daha da küçük yapıdadırlar. Otomatik transmisyonlar içerisinde basıncı sağlayan yağ olarak ATF yağı kullanılır Üç kısımdan meydana gelir: 1. Tork konvertörü. Vites dişlileri 3. Hidrolik kumanda Otomatik şanzımanın üstünlüklerini şu şekilde sıralayabiliriz; Motor ile güç aktarma organları arasındaki bağlantı hidroliktir. Bu nedenle motordan transmisyona hareket iletiminde titreşim olmaz. Bu durum transmisyonun ömrünü uzatır. Otomatik transmisyonlu araçların, kavrama tertibatının hidrolik olması nedeniyle debriyaj pedalı yoktur. Hidrolik kavrama, aracın ilk harekete geçişinin sarsıntısız olmasını sağlar. Otomatik transmisyonlu araçlarda vites değiştirme işlemlerini sürücü gerçekleştirmez. Böylece dikkati sadece yola verir. Otomatik transmisyonlu araçları, ehliyet alabilecek durumda olan özürlü kişiler, araç üzerinde herhangi bir sistem değişikliğine gerek kalmadan rahatlıkla kullanabilirler. Otomatik transmisyonlu araçların motorları, araç viteste iken frene basılması durumunda da çalışmaya devam eder. Otomatik transmisyonlu araçlar, uzun yol şartlarında standart vites kutulu araçlara göre daha az yakıt yakarlar. Otomatik transmisyonlu araçlar rampada kalkış esnasında geriye kaymaz. Otomatik şanzımanın dezavantajlarını şu şekilde sıralayabiliriz; Otomatik transmisyonlu araçlar standart vites kutulu araçlara göre daha pahalıdır. Otomatik transmisyonlu araçların onarımı ve yedek parçaları pahalıdır. Şekil 9 Otomatik Şanzıman 18

Otomatik transmisyonun çalışması ile ilgili arızaların kaynağı motor kontrol sistemi veya otomatik transmisyonun kendisi de olabilir. Arıza arama çok basit işlemler ile başlar. İlk olarak arızanın nereden kaynaklandığı belirlenir. Elektrik sistemi ile ilgili arızalar elektronik kontrol ünitesi tarafından kendi kendini test fonksiyonu ile tespit edilir ve gösterge panelindeki kırmızı uyarı lambasının yanıp sönmesiyle öğrenilebilir. Otomatik transmisyonun mekanik problemi durumunda yapılması gereken iki test vardır. Bayılma testi: Bu test motor ve transmisyonun genel (planet dişli grubunun fren ve kavramaların) performansını kontrol etmek için yapılır. Bunu yaparken araç hareket edemez durumda iken transmisyon D ve R konumuna alınıp gaza tam basılarak motor devri ölçülür. Bu sonuç, arıza kartında incelenerek gereği yapılır. Gecikme zaman testi: Bu test vites kolu N den, D veya R konumuna alındığında şok hissedilinceye kadar geçen zamanı ölçer. Bu ölçüm kavrama veya fren malzemesinin aşıntısını hidrolik devrenin çalışmasını kontrol içindir...1 Klasik Otomatik (Konvansiyonel) Şanzıman Şekil 1 Klasik Otomatik (Konvansiyonel) Şanzıman Bu şanzımanlar, tarihten bu yana pek değişmemiştir. En çok kullanılan sistemdir. Kavrama ve güç aktarma görevini Tork konvertörü üstlenir. Motordan gelen tork güç konvertörüne, oradan da şanzımana iletilir. 19

Şekil 11 Tork Konverter Genellikle 4 ileri, son zamanlarda 5 ve 6 ileri viteslidir. Tork konvertöründeki güç kaybı ve değişken şartlara fazla uyum sağlayamaması nedeniyle artık vazgeçilmektedir. Şekil 1 Tork Konverterin Yeri.. Tiptronic (sıralı) Şanzımanlar İlk olarak yarış otomobilleri için üretilmiş, ancak sonradan otomobillere aktarılmış bir teknolojidir. Vites geçişleri sırayla olmaktadır. Yani mesela yavaşlarken 6. vitesten. vitese atlanamıyor, 5,4,3 viteslerden sırayla geçmek zorunda kalınıyor. Ferrari'de F1, BMW'de SMG şanzımanlar örnek verilebilir. Hızlı vites değişimleri ve direksiyondaki kulakçıkların kullanım kolaylığı nedeniyle yaygınlaşmıştır. Bu şanzımanlar tork konvertörü yerine otomatikleştirilmiş bir debriyaj sistemi kullanırlar. Bu da güç kaybını azaltır.

..3 Otomatikleştirilmiş Manuel Şanzımanlar AMT, Easytronic, Dualogic, MCP, I-Shift gibi şanzımanlardır. Bu tip şanzımanların manuel şanzımanlarla farkı, 3 adet elektrik motoru içermesidir. Bu motorlardan birincisi debriyajı, ikincisi vites seçimini, üçüncüsü vitesin geçmesini sağlar. Ancak bu şanzımanlar vitesdeğişimi sırasında doğru vitesi hızlıca seçemedikleri için ağır ve sarsıntılı çalışırlar. Son yıllarda optimize edilse de Opel, Astra modelinde bu şanzımanlardan vazgeçmiştir. Bu şanzımanın olumlu özelliği ise, debriyajı doğru kullandığından ve gereksiz kullanmadığından yakıt tüketimini düşürmesi ve debriyajın ömrünü uzatmasıdır...4 Çift Kavramalı Şanzımanlar Audi S-Tronic, VW DSG, Volvo Powershift şanzımanlar örnek verilebilir. Esasen otomatikleştirilmiş manuel olan bu tip şanzımanlarda iki adet debriyaj sistemi bulunur. Birincidebriyaj 1,3,5 ve 7. vitesleri iletirken, ikinci debriyaj,4,6. vitesleri iletir. Böylece bir sonrakivites değişmek için hazır durumdadır. Şekil 13 Çift Kavramalı Şanzıman Kısa sürede ve sarsıntısız gerçekleşen vites değişimleri, güç kaybı yaşatmaması ve en doğru vitesleri seçmesi ile en başarılı sistemdir. VW'nin binek modellerindeki şanzımanın geliştirilmiş versiyonunun Bugatti Veyron'da kullanılması bu sistemin seviyesinin göstergesidir. Ancak sistemin maliyeti oldukça yüksektir. 1

Şekil 14 Çift Kavramalı Şanzımanın İçi.3.1 Sürekli Değişken Transmisyon(CVT) CVT (Constantly Variable Transmission), Türkçe ye sürekli değişken iletim yada sürekli değişken hareket iletimi olarak çevrilmektedir. Bazı yabancı kaynaklarda bu şanzıman sistemine Twist and Go (Çevir ve Git) denilmektedir. Elektronik olanı ise ECVT şeklinde kısaltılmıştır. Bildiğimiz gibi scooterlar kısaca CVT denilen şanzıman sistemine sahiptir. Maksi scooterlar diğer motosikletlere göre ebatları daha büyük olmasına ve birçok avantaja sahip olmalarına rağmen bazı motosiklet kullanıcıları tarafından sırf CVT şanzımana sahip oldukları için küçümsenirler. Biz Motosiklet kullanıcıları olarak CVT şanzımana burun bükerken otomobil üreticileri çoktan CVT şanzımanın avantajlarının farkına vardı ve yeni modellerini CVT şanzımanlı olarak üretmeye başladı bile. Çünkü CVT şanzımanın hem 5 ileri düz vitesli hem de 4 ileri otomatik vitesli şanzıman sistemlerine göre birçok avantajı bulunmaktadır. Gürültüsüz olması, az yakıt sarfiyatı ve sarsıntısız vites değişimi bunlardan bazılarıdır.. CVT teknolojisinin sunduğu avantajlar tanındıkça VDT, Ford, Nissan, Volvo, Honda, Subaru, Fiat, Fuji Heavy Ind. Ltd., Audi, BMW gibi firmaların bu konuyla ilgili yatırımları da artmıştır. Audi A6, Nissan Murano SUV, Nissan Micra, Honda Civic, Honda City, Toyota Prius, Fiat Albea, Subaru G3X, Subaru HM-1, Avrupa Ford Fiesta 1.3 lt. ve Ford Escort 1.6 lt. gibi araçlar CVT şanzımanlı otomobillere örnek olarak gösterilebilir. CVT nin eksiksiz bir başarısı, küçük bir otomobil olan Nissan Micra dır. Dünya genelinde, Micra ların yaklaşık % 3 u CVT ile sipariş edilmektedir. Ayrıca Micra da sağlanan başarıdan sonra Nissan hem büyük hem de küçük otomobiller için CVT yi geliştirmektedir.

Muhtemelen bu kademesiz transmisyonların yeni yeni uygulanmasına ait en etkileyici örnek, Renault V1 motoru ile 8 HP gücündeki CVT tahrikli Canon-Williams Formula 1 yarış arabasıdır. Williams ın teknik müdürü Patrick Head in söylediğine göre eğer Formula 1 yarışlarında CVT, çekiş gücü kontrolü, Aktif süspansiyon vb. gibi sürücüye yardımcı elemanlar 1993 yılının ortalarındaki kural değişiklikleri olmayıp yasaklanmasaydı, bu otomobil bugün gireceği bütün yarışları büyük bir ihtimalle kazanabilirdi. Porsche yarış bölümü müdürü olan Max Welty, CVT nin birbirinden farklı bir çok durum altında optimal kontrole izin verdiğini, bunun spor arabalar için özellikle önemli olduğunu, konfor ve sportifliğin ideal kombinasyonu için Porsche nin CVT tip kontrol stratejisini geliştirdiğini söylüyor. Otomobil devleri, hem benzinli hem de elektrikli motora sahip olan hybrid (melez) modeller üretmek için kıyasıya bir yarışa başladı. Japonya'dan sonra ABD ve AB ülkelerinde hybrid otomobillere talep 5 yılda 15 kat arttı. Pazarın milyar doları bulması bekleniyor. Üstelik hybrid otomobillerde CVT veya ECVT şanzımana sahiptir. Peki, CVT Nedir? Motorlu bir taşıtta, taşıtın motorundan tahrik aksına kadar gücü nakleden aktarma organları; hız dönüştürücü (kavrama-debriyaj), moment dönüştürücü (vites kutusu) ve moment dağıtıcıdan (diferansiyel) meydana gelir. Şekil 15 CVT Şanzıman 3

CVT şanzımanda ise klasik vites kutusu ve debriyaj bulunmaz. Sürekli değişken hareket iletimi yani CVT (Continuously Variable Transmission) fikrinin ortaya atılması hemen hemen ilk otomobilin icadı ile başlar. 1886 da Alman otomotiv öncülerinden Daimler ve Benz ilk benzin yakıtlı otomobillerinde V-kayışlı CVT kullanmışlardır. Bunun için, otomatik vites değiştirme üniteleri ile özellikle hareketli makara sistemi kullanılarak otomobillere takılması konusunda birçok girişimlerde bulunulmuştur. Değişken Oranlı Şanzıman - 195'li yıllarda Hollandalı Van Doorne tarafından geliştirilen sistem, metal bir kayışın, iç yüzeyleri konik bir çift kasnak arasında çalışma prensibine dayanıyor. Aslında scooterlardaki aktarma sistemiyle aynı prensibe sahip CVT'de herhangi bir dişli olmadığı için sürekli değişken oranlı şanzıman olarak adlandırılıyor. CVT şanzımanlarda sadece bir başlangıç ve bitiş oranı bulunuyor. Motor devri ve hıza bağlı olarak aktarma oranı, bu iki oran arasında sürekli değişiyor.(şekil ) Bir makine Mühendisi ise CVT şanzıman hakkında şunları söylemektedir: Bu şanzıman bize sonsuz vites sayısını teorik olarak vermektedir. Çünkü 195 yıllarda denenen traktörlerinde sistem gibi büyükçe koni tarzı bir parça düşünün bunun üzerinde gezen bir kayış her noktasında farklı bir çap değerine sahip olacaktır. Koninin kesitini alırsanız ve koni üzerinde ilerleseniz durum anlaşılacaktır. mm sonra koninin bu noktadaki açı azalacak ve böylece devam edecektir. Bu şu demektir: Elimizde sonsuz çapta dişli bulunmaktadır ve istenilen noktaya giderek bu çap değeri yakalanabilir. O zaman da istenilen tork değeri belli noktada yakalanabilir, elektronik de devreye girince bu noktanın neresi olduğu saptanmakta ve araç devamlı değişen bir vitesli araç gibi hareket etmektedir. Minimum benzin sarfiyatını elde etmek için çok iyi bir yoldur. Tabiî ki ortada dişli olmayınca vites geçişlerindeki sarsıntı yaşanmayacak ve aynen elektrikli motor gibi devir artınca hızın artması gibi devamlı ve sabit tork yakalanacaktır. Bu konuda hibrit motor teknolojili araçları incelemenizi şiddetle öneririm, gelecekte bütün yeni nesil araçlar bu şekilde motorlar ile donatılacaktır. Buna Türkiye de Avrupa Birliği meselesinden dolayı uymak zorundadır. Çünkü istenen emisyon değerleri artık klasik araçlarımızla yakalayamayacağımız kadar düşük olacaktır. Attık CVT nin zamanının geldiği anlaşılmaktadır. Bunun iki sebebi vardır: Birincisi; en son teknoloji CVT lerin otomobillere uygulanmasıyla sağlanan yakıt ekonomisi ve sürüş performansı açısından bugünün karmaşık ve pahalı vites kutularını karşılaması, bunların pratik ve ekonomik olma sınırlarına yaklaşmış olmalarıdır. İkincisi ise yakıt tüketimine (Amerika da CAFE şartları) ve egzoz emisyonuna dair giderek daralan sınır değerlere sahip yönetmelikler otomotiv mühendisleri üzerinde bir baskı oluşturmuş ve yüksek verimli, kararlı durumda çalışan motorların sınırlı devir sayısı kuşağı içerisinde çalıştırılması ve kullanılması durumunu düşünmelerine neden olmuştur. Taşıt hızına bakılmaksızın motor hızının kontrol edilebilmesi CVT lerin mükemmel olarak üstesinden gelebildiği bir durumdur. Bu da CVT yi oldukça çekici hale getirmektedir. Daha da ileri gidilirse, bu çevreyle ilgili yeni yönetmeliklerin değişik tiplerdeki güç kaynaklarını kullanan hybrid taşıtların geliştirilmeleri konusunda bir baskı oluşturacağı düşünülmektedir. 4

CVT Konstrüksiyonu Modern bir CVT sistemi; temas yüzeyleri fazla derin olmayan koni şeklinde ve genişlikleri değişken bir çift kasnak arasında çalışan, çok sayıda plakadan oluşmuş çelik bir kayıştan meydana gelir. İtmeli blok V-kayışı, V-şeklindeki plakalara bağlantılı olan çelikten yapılmış, ince, düz gerilim bantlarından oluşmuştur. Yaklaşık olarak 3 adet plaka vardır ve herbiri mm kalınlığa, 5 mm genişliğe ve 1 mm derinliğe sahiptir. CVT basit olarak genişliği değişken, V-şekilli ve arasında kompozit çelik kayışın bulunduğu bir çift kasnaktan oluşur. Her kasnak iki adet ve herbiri kısa, yarı konik yüzeyden meydana gelir. Kasnaklar mil üzerinde bulunur ve kasnakların bir yarısı mile katı bir şekilde monte edilirken diğer yarısı doğrusal bilyeli yuvalar üzerinde eksenel yönde kayma serbestliği olacak şekilde monte edilir. Değişken hız oranları birinci giriş kasnağı yardımıyla sıkı temas halinde bulunan kayışın efektif çapının arttırılması veya azaltılması sonucunda ve buna cevap olarak ikinci çıkış kasnağının çalışma çapında azalma veya genişleme yaratılarak elde edilir. Birinci giriş yarı kasnaklar eksenel yönde birbirlerine yaklaştıkları zaman, aralarında dönen V-şekilli kayış sıkıştırılır ve daha geniş çapta dönecek şekilde konik duvarlar üzerinde tırmanmaya zorlanır. Tam aksine kayış uçsuz ve genişlemeyen bir kayış olduğu için, ikinci çıkış kasnak yarıları birbirlerinden ayrılamaya zorlanır, bu hareket de kayışın içeriye, daha küçük çapa doğru harekete zorlar (nçıkış>ngiriş).bunun tersi olarak ikinci çıkış yarı kasnakların birbirlerine doğru yaklaşacak şekilde çekilmesi sonuçta dönen kayışın çapının genişlemesine neden olur. Bu nedenle karşı tarafta kayışın sardığı birinci giriş kasnağının çapı düşürülür (ngiriş>nçıkış). 1:1 hız çevrim oranı her iki birincil ve ikinci kasnakların aynı kayış çapında çalışması ile sağlanır (ngiriş=nçıkış). Ford Fiesta örneğinde kasnaklar alt.6:1 ve üst.445:1 arasında daimi değişken bir çevrim oranı sağlar. Ayrıca kayış çıkış kasnağı mili ve son ayna dişli arasındaki 1.4:1 civarında çevrim oranına sahip bir ara dişli düzeni kullanılır. CVT, tahrik momentini motordan alıp tahrik miline iletme görevini çok sık kullanılan manuel ve otomatik transmisyonların aksine hidrodinamik prensipleri kullanan mekanizmaları ve kasnak çaplarının değişmesi prensibini kullanmaktadır. CVT Tipleri Esas olarak 5 ana kategoriye ayrılan çok sayıda CVT çeşidi bulunmaktadır. Bunlar; sürtünmeli, çekmeli, hidrostatik, hidrokinetik ve elektrikli tipleridir. Otomotiv sektöründe çekme güçlü ve hidrokinetik CVT ler en çok kullanılanlarıdır. Üretimi yapılan en belirgin tipleri ise PIV zincir tahrikli, Kumm düz kauçuk kayışlı, çekme tahrikli, hidrostatik ve hidrodinamik (moment dönüştürücülü) CVT dir. 1.PIV Zincir Tahrikli CVT: PIV zincir tahrik sistemi iki farklı yarıçaptaki makaraları birleştiren metalik bir zincir kayıştan meydana gelir. Döndüren ve döndürülen makaralardan herbiri bir sabit döner oluklu ve bir kayar döner oluklu kasnaklardan meydana gelir. Bu tip kuruluş tarzı dönme eksenlerinin sabit kalmasına izin verir ve zincir kayış içerisinde oluşacak boşlukların önüne geçer..kumm Düz Kauçuk Kayışlı CVT: Konstrüksiyon ve çalışma prensibi bakımından PIV zincir tahrikli CVT ye çok benzer. Bununla birlikte göze çarpan farklı özelliği metal zincir kayışla karşılaştırıldığında kauçuk kayışın daha yüksek olan sürtünme katsayısıdır. 5

3.Çekme Güç Tahrikli CVT: Çekme tahriği sürtünmeli tahrikten prensip olarak tamamen farklı çalışır. Bu sistem ortam olarak elasto-hidrodinamik akışkan filmi kullanır ve böylece döner makaradan diğerine gücü iletir. 4. Hidrostatik CVT: Hidrostatik CVT sistemi, değişken stroklu hidrostatik bir pompa ve değişken stroklu hidrostatik bir motordan meydan gelir. Motor şaftı çıkış olarak alınırken pompa şaftı giriş olarak alınır. Pompa stroğunu, motor stroğunu ve sistem basıncını değiştirerek hız oranı ve çıkış momenti kontrol edilebilir. 5. Hidrodinamik CVT: Moment dönüştürücüler geçmişte hidrodinamik transmisyon olarak kullanılmışlardır. Halbuki günümüzde hız yerine çıkış momentini arttırmak için otomatik transmisyonlarda kullanılır. Sistem temel olarak bit türbin, stator, yöneltici pervane ve gücü ileten akışkandan oluşur. Düşük motor momentlerinde hidrostatik CVT en büyük, PIV zincir CVT ise en düşük verime sahiptir. Kumm s düz kauçuk kayış CVT tipleri arasında en verimli olanıdır. CVT nin Düz ve Otomatik Transmisyonlarla Karşılaştırılması manuel, otomatik ve CVT (Continuously Variable Transmission) olmak üzere başlıca üç tip aktarma organı vardır.5 kademeli manuel vites kutusu küçük hacimlidir ve birkaç hareketli parçası vardır. Neticede yüksek güvenilirlik ve düşük servis ihtiyacı elde edilir. CVT tüm motor hızlarında yüksek performans sağlar. Aynı zamanda yakıt tüketimi minimumda tutulur. Gaz pedalı konumundan, motor hızından ve momentinden gelen bilgiler mevcut seyir şartlarına göre CVT sistemini devamlı şekilde ayarlayan hidrolik kontrol sistemine gönderilir. Vites çevrim oranı motor yüküne ve aracın hızına bağlı olarak devamlı değiştirilir. CVT nin tabiatında mevcut olan verim, düz ve otomatik transmisyonların her ikisinin sahip olduğu verimden biraz daha daha azdır (düz %85, otomatik %8, CVT %8 civarlarında). Bununla beraber CVT tarafından hız oranı sürekli olarak değiştirildiğinden motorun en uygun devir sayısı aralığında çalışmasına müsaade edilir ve böylece bir uçtan diğer uca olan aktarma organlarının verimi yükseltilir. Bu sürekli olarak vites değişimi uygulanan şehir içi ve otoban trafiğindeki seyir şartlarında yakıt tüketiminin azaltılmasında önemli bir rol oynar. İlave olarak CVT nin çevrim oranı aralığı daha geniş olduğundan daha düşük hızlarda çalıştırılan motorda daha az gürültü meydana gelir. 6

Şekil 16 CVT Yakıt Tüketimleri Aynı çalışmada 4 kademeli vites kutusu ile CFT E nin ivmelenme performansına etkisi karşılaştırıldığında CVT sisteminin daha iyi sonuç verdiği görülür (CFT E: ZF firması tarafından üretilen CVT şanzımandır). Şekil 17 CVT İvmelenme BMW firması tarafından arkadan çekişli bir taşıtta 4 kademeli otomatik vites ve CVT uygulamasının karşılaştırılması sonucunda benzer şekilde CVT ile yakıt tüketiminde % 1 a varan azalmalar ve ivmelenmede %1 ye varan iyileşmeler sağlanmıştır. CVT nin Düz ve Otomatik Transmisyonlarla Karşılaştırılması Manuel, otomatik ve CVT (Continuously Variable Transmission) olmak üzere başlıca üç tip aktarma organı vardır.5 kademeli manuel vites kutusu küçük hacimlidir ve birkaç hareketli parçası vardır. Neticede yüksek güvenilirlik ve düşük servis ihtiyacı elde edilir. 7

CVT tüm motor hızlarında yüksek performans sağlar. Aynı zamanda yakıt tüketimi minimumda tutulur. Gaz pedalı konumundan, motor hızından ve momentinden gelen bilgiler mevcut seyir şartlarına göre CVT sistemini devamlı şekilde ayarlayan hidrolik kontrol sistemine gönderilir. Vites çevrim oranı motor yüküne ve aracın hızına bağlı olarak devamlı değiştirilir. Şekil 18 CVT Elektronik Kontrol Şeması CVT nin tabiatında mevcut olan verim, düz ve otomatik transmisyonların her ikisinin sahip olduğu verimden daha azdır (düz %85, otomatik %8, CVT %8 civarlarında). Bununla beraber CVT tarafından hız oranı sürekli olarak değiştirildiğinden motorun en uygun devir sayısı aralığında çalışmasına müsaade edilir ve böylece bir uçtan diğer uca olan aktarma organlarının verimi yükseltilir. Bu, bisiklete binen bir insanın hızlanacağı zaman buna bağlı olarak daha hızlı pedal çevirmesi yerine pedalı sürekli aynı uyum içinde çevirip vites değiştirmesini andıran bir olaydır. Ayrıca sıradan vites kutularının vites değişimleri sırasında meydana gelen kısa süreli güç kesintileri CVT de yok edilmiştir. Başka bir deyimle, hız oranı değişimi esnasında bile güç kesintisiz bir şekilde iletilebilir. Bu sürekli olarak vites değişimi uygulanan şehir içi ve otoban trafiğindeki seyir şartlarında yakıt tüketiminin azaltılmasında önemli bir rol oynar. İlave olarak CVT nin çevrim oranı aralığı daha geniş olduğundan daha düşük hızlarda çalıştırılan motorda daha az gürültü meydana gelir.199 de iki Lotus mühendisi, tablo da görüldüğü üzere 4 değişik tipteki taşıtlara uygulanan ideal bir CVT nin sağladığı ivmelenme ve yakıt tüketimindeki iyileşmeleri göstermek amacıyla CARSIM (Lotus uyumlu program) kullanarak bilgisayar simülasyonları gerçekleştirmişlerdir..3. HİDROSTATİK TRANSMİSYON Hidrostatik transmisyon, hidrolik mekanizma elemanlarını kullanarak tüm gücün hidrolik olarak iletimini sağlar. İletimin bir yarısı hidrolik pompa ve diğer yarısı hidrolik motor veya hidrolik silindir ile sağlanır. Giriş ve çıkış arasında hiç bir rijit bağlantı bulunmamaktadır. Hidrostatik tahrik sistemleri 8

ekskavatörlerde, traktörlerde, forkliftlerde, vinç yürütme sistemlerinde, yük kaldırma ekipmanlarında, tarım makinalarında, vs. kullanılmaktadır. Motor gücünü, aracın tekerleklerine iletmek için birçok metot kullanılır. Bu metotlar, standart manuel şanzımandan, daha karmaşık otomatik transmisyonlara kadar ve günümüzde araçların tahrik edilmesinde en son yöntem olan hidrostatik tahrik sistemlerine kadar çeşitli şekilde sınıflanmaktadır. Hidrostatik tahrik sistemlerinin en büyük avantajı, pistonlu pompanın kam plakası açısının nötr pozisyonundan tam ileri veya tam geri pozisyonuna getirilerek kontrol edilebilmesi ile sağlanan sınırsız hız oranlarıdır. Aracın yönü ve hızı pompanın dönüş yönü değişmeden değiştirilebilmektedir. Hidrostatik Sisteme Genel Bakış Şekil 19 Hidrostatik Transmisyon 1 Değişken Deplasmanlı Pompa 7 Pompa ve Motor Gövde Sızıntı Hattı Sabit veya Değişken Deplasmanlı Motor 8 Yüksek Basınç Hattı 3 Depo 9 Isı Eşanjörü 4 Veya valfi (Opsiyonel) 1 Isı Eşanjörü By-Pass Valfi 5 Filtre 11 Depo Dönüş Hattı 6 Şarj Pompası Giriş Hattı 1 Depo Doldurma 9

Şekil Kapalı Devre Hidrolik Sistemin Tesisatının Gösterimi Şarj Pompası Görevleri İç kaçaklardan dolayı hidrostatik transmisyon devresindeki kaybolan akışkanı yeniden doldurur Piston deliklerini doldurur ve kirlenmeyi önler. Servo kontrollü pompa/motorlar için kontrol basıncını sağlar. Kontroller için akışkan sağlar. Ek fonksiyonlar için pilot sinyal basıncını sağlar. Akışkanın sıkıştırabilirliği & hortum genleşmesine karşı dengeleme yapar. Akışkanın soğumasını sağlar. Araç Tahrik Şekilleri İki çeker Dört çeker İki yollu Patinaj kontrollü Şekil 1 İki Çeker Sürüş Devresi 3

Şekil Dört Çeker Sürüş Devresi Şekil 3 İki Yollu Sürüş Devresi Dört Çeker Sürüş Devresi Selenoid akışın bölünme ve birleşmesini sağlar. Çekici Güç Tanımı TEmevcut > TEistenilen TEistenilen = tırmanma yeteneği + yuvarlanma direnci + hızlanma kuvveti + Çekiş gücü Şekil 4 Kuvvetlerin Gösterimi Hidrostatik boyutlandırmada hızlandırma için kuvvet çoğu zaman göz önünde bulundurulmaz. 31

TANIMLAR Tırmanma yeteneği (G) Taşıtın tırmanabileceği eğimin dikliğine göre belirlenir. Çekici güç (TE) Tahrik sistemi tarafından üretilen itici veya çekici kuvvetin miktarıdır. Yuvarlanma Direnci (RR) Çeşitli yüzeyler üzerinde tekerleklerin veya paletlerin yuvarlanmasına karşı direncin miktarıdır. Yuvarlanma Direnci Katsayısı (r) Deneysel verilere bağlı olarak yüzey ve tekerlek tipine göre değişir. Patinaj için Çekici güç Kayma meydana gelmeden önce zemine iletilen kuvvetin maksimum miktarıdır. Sürtünme kuvveti katsayısı (μ) Deneysel verilere bağlı olarak yüzey ve tekerlek tipine göre değişir. Çekiş gücü (DBP) İtici ve çekici kuvvutleri oluşturmak için düz yüzeyde elde edilebilir artan çekici gücün miktarıdır. Tekerlek Dönme Yarıçapı (r) Tam yüklü koşullardaki tekerleğin etkin yarıçapıdır. Son Tahrik Oranı (FDR) Hidrolik motor ve tekerlek veya palet arasındaki toplam azalmadır. Tekerlek Tahrik Torku Herbir tahrik tekerleğindeki elde edilebilir torktur. Hacimsel Verim (Veff) Basınç ile azalır / Akış ile artar. Tork Verimi (Teff) Basınç ile artar / Akış ile azalır. Toplam Verim (OAeff) Yüksek seviyelerde güç iletilirken sistemin boyutlandırılmasında önemli bir etkendir. Köşe Gücü Maksimum hız ve maksimum torkta aracın ileri gitmesi için ihtiyaç duyulan beygir gücüdür. Eğri, güç kaynağının sınırlarını ifade etmek için gösterilir. Motor Yüksek Rolanti Yüksüz durumda iken motorun çalıştığı en yüksek devir. Motor Devir Hızı (d/dnominal) Nominal beygir gücünde motor hızı. Motor Alçak Rolanti Yüksüz durumda iken motorun çalıştığı rolanti hızı. Motor Nominal Beygir Gücü (BG) Nominal devirde motorun çıkış gücüdür. Hesaplama Ve Boyutlandırma Metotları Ürün seçimi birbirinden farklı parametreler tarafından belirlenir. Tork ve Güç İhtiyacı Deplasman (Akış miktarı) Basınç Sistem Dizayn Ömrü 3

B1 yataklama veya L1 sistem ömrü açısından hesaplanır. Uygulamada çalışma zamanı > 5 saat Ağır iş < 5 saat Orta iş veya ağır iş < 5 saat Hafif iş Standart maliyet Not: Ağır iş ürünlerinde B1 ömür oranı, bağlantı flanşlarında ve kapakda bulunan yataklara göre belirlenir. Basınç, hız, baskı yükü, yan yük gibi bir takım koşulların verilmesiyle, B1 yataklama ömrü tahmin edilebilir. Bu tahmini ömür saatlerle belirlenirken yataklamanın %9 ı hala kullanılmaya hazırdır. Sürüş Uygulamaları İçin Temel Prensipler Fonksiyonel araç performans parametrelerinin tanımlanması Yer hızı Çekici güç veya tırmanma yeteneği Araç ağırlığı ve ağırlık dağılımı Patinaj Genel sürüş düzenlemesi Motor Beygir gücü, Tork ve Motor devri Aerodinamik sürükleme genellikle ihmal edilir. Motor başlangıç tork verimi Yataklarda ve diğer mekanik parçalarda sürtünmeden kaynaklanan başlangıç direncinin hesaba katılması için toplamın üzerine %1 eklenir. Aktarma organları verimliliği Dinamik frenleme Motor aşırı hızlanması Pompa veya motor aşırı hızlanması Değişken deplasmanlı motorlar Araç hızlanması / yavaşlaması İstenilen oran Kontrol tipi ve orifis boyutlandırılması Valf plakası tipi Motor Çıkış Torku Formulleri Motor Deplasmanı ve delta basıncı Torku belirler. (Tırmanma yeteneği, Çekiş gücü, Çekici Güç) Motor Torku (Nm) = Motor Deplas. (cc/rev) x (Δ bar) / ((π)(1)) Motor Troku (in-lbs) = Motor Deplas. (in3/rev) x (Δ PSI) / π Pompa devri, pompa & motor deplasmanı, giriş tahrik oranı ve son tahrik oranı hızı belirler. (Araç mil/saat, tekerlek devri (d/d), vb.. ) Motor hızı (d/d) = Pompa Hızı (d/d) x Pompa deplasmanı / Motor deplasmanı Hidrostatik Transmisyon Boyutlandirilmasi Için Ana Esaslar Çalışma basıncı, zamanın yüzde sinden daha fazlası için maksimum nominal basıncı aşmamalıdır. Normal çalışma durumu süresinde pompa ve motor hızları ve basınçları, uygulanabilir yerlerde optimal aralık değerleri içinde düzenlenir. 33

Normal çalışma durumunda veya makina performansının kötü olarak alıgılanma durumunda patinaj genel olarak yapılabilir durumda olmalıdır. Dinamik frenleme, hidrostatik tahrik arızalanma olayında kaybedilebilir. Bu yüzden, ikinci bir frenleme sistemi sağlanmalıdır. Bu ikinci frenleme arıza meydana gelme durumunda sistemi durdurabilme veya/ve bekleme yaptırabilmelidir. Hidrostatik Sistemin Boyutlandırılmasındaki Adımlar Güç aralığı hesaplanması Motor seçimi Son tahrik oranı seçimi Pompa seçimi Aşırı hız hesaplanması Güç sınırlama basıncı & aşırı basınca çıkma Şarj pompası boyutlandırılması Uygulama Bilgisi Müşteri tarafından belirtilmesi gereken bilgiler Bir veya daha fazla çalışma vites aralıklarındaki araç çekici gücü ve hızı Bir veya daha fazla çalışma vites aralıklarındaki çekiş gücü ve hızı Bir veya daha fazla çalışma vites aralıklarındaki tırmanma yeteneği ve hızı Dişli kutusu çıkış torku ve hızı Motor seçimi Güç Aralık metodu Aracın hesaplanan GA sına eşit veya daha büyük GA ya sahip bir motor seçilir. Direk Metod Aracın hesaplanan tork değerine eşit veya daha büyük tork oranına sahip bir motor seçilir. 34

3. TORK ARTITICI ŞANZIMAN TASARIMI 3.1 SİSTEM GEREKSİNİMLERİ 3.1.1 Dişli Çarklar Dişli çarklar dönme hareketini bir milden diğer mile, üzerindeki dişlerin birbirini kavrayarak dönmesi ile iletir. Avantajları Dişli çarklar gerek paralel ve gerekse kesişen millerde çeşitli güç ve devir sayılarında değişik çevrim oranlarında kullanılabilir. Kayma söz konusu değildir. İşletme emniyeti ve ömürleri yüksektir. Fazla yüklenebilirler ve bakımları kolaydır. Aynı güçte diğer makinelere oranla daha az yer işgal ederler ve verimleri yüksektir. Dezavantajları Pahalıdırlar Gürültülü çalışırlar Güç iletiminde elastikiyetleri yoktur. Dişli çarklar; mil eksenleri arasındaki uzaklığın küçük olması, mil hızlarının kayış-kasnak sistemiyle iletilmeyecek derecede düşük olması, miller arasında sabit bir hız oranının istenmesi ve iletilecek gücün büyük olması halinde kullanılmalıdır. Dişli Çark Çeşitleri Paralel Miller (Alın dişli çarklar ) o Düz dişli çark o Helisel dişli çark o Ok dişli çark ( şevlon ) o Dairesel dişli çark o Kremayer Kesişen miller ( Konik dişli çarklar ) o Düz dişli o Helisel dişli o Daire yayı Aykırı miller 35

o Spiral dişli Sonsuz vida mekanizması 3.1. Paralel Miller ( Alın dişli çarklar ) 3.1..1 Düz Dişli Eksenleri birbirine paralel iki mil arasında hareket aktarmanın bir yolu dişli kullanmaktır. Şekil 5 Çarklar Düz dişliler imalatlarının kolay ve ucuz oluşu sebebiyle basit uygulamalar için genellikle tercih edilirler. Fakat özellikle dişlerin bir anda kavramaya geçip bırakıyor olması sebebiyle yüksek hızlarda ve büyük yüklerde tercih edilmezler. Tasarımları ve üretilmeleri son derece kolaydır. Genellikle dişlilerden biri minimum diş sayısında yapılmaya çalışılır. Böylece boyutlar minimumda tutulabilir. Fakat diş dibi kesilmesi sebebiyle her modül ve çevrim oranı için inilebilecek bir alt sınır vardır. 3.1.. Helisel Dişli Düz dişlilerde dişlinin yükü aniden kavrayıp bırakmasının yarattığı sakıncayı ortadan kaldırmak için dişlere helis açısı verilmiştir. Helis açısı sayesinde dişler yükü bir uçtan başlayarak tedrici olarak kavrar ya da bırakırlar. Eş eksenli millere takılan dişlilerin helis açıları birinde sağ, diğerinde sol olur. 36

Şekil 6 Helisel Dişli Çarklar 3.1..3 Ok Dişli Helis dişlerde, açıdan dolayı mil yataklarına eksenel kuvvetler de gelir. Küçük helis açıları ya da küçük yüklerde bunun karşılanması pek sorun yaratmaz. Fakat büyük yüklerde bu sorundan kurtulmak için dişliler çift açılı yapılır ya da iki ters açılı diş kullanılır. Böylece eksenel yük oluşmaz. Bu tür dişlilere ok dişli (çavuş dişli) adı verilir. Şekil 7 Ok Dişli 3.1..4 Kremayer Dişli Eğer düz dişlilerden biri sonsuz büyük çapta düşünülürse dişlinin şekli bir doğru halini alır. Böyle bir dişli doğrusal hareketler elde edilmesinde kullanılabilir. Ayrıca kremayerin diş profili tam bir trapez olduğundan imalatı da çok daha kolaydır. Kremayer dişlilerin trapez 37

açısı kavrama açısına eşittir. Kremayerler robotik uygulamalarda dairesel hareketi doğrusal harekete çevirmek için kullanılan birkaç önemli mekanizmadan biridir. 3.1.3 Kesişen Miller ( Konik Dişli Çarklar ) Şekil 8 Kramiyer Dişli Şekil 9 Konik Dişliler Değişik açılarda, çoğunlukla 9 derecede, iki eksen arasında hareket iletmek için kullanılırlar. 3.1.4 Aykırı Miller 3.1.4.1 Spiral Dişli Helis açılı düz dişlilerle ilgili önemli bir husus, eş çalışan dişlerden birinin sağ diğerinin sol yapılmasıdır. Böylelikle mil eksenlerinin paralelliği korunmuş olur. Fakat farklı eksen açılarını tutturmak için değişik açılarda helisel düz dişliler de kullanılabilir. Bu dişlilere spiral dişli de denir. (Sonsuz vida bu fikrin bir parça değiştirilmiş biçimidir). 45 derecelik aynı helis açısına sahip iki dişli eşleştirildiğinde birbirine dik iki eksen oluşur. Ancak helisel düz dişli bu şekilde çalıştırıldığında temas bir çizgi boyunca değil bir nokta kadardır. Ayrıca sadece yuvarlanma değil sürtünme de meydana gelir. Bu sebeple sadece 38

güç gerektirmeyen yerlerde kullanılabilirler. (Örneğin rulolu konveyörler bu yöntemle tahrik edilebilir.) Şekil 3 Spiral Dişli Aynı yönlü helis açılı iki dişli kullanılarak birbirlerine paralel olmayan iki mil arasında hareket aktarılabilir. Bu tür dişlilere spiral dişli de denir. Böyle bir çözümün dezavantajları noktasal ve sürtünmeli temastır. Bu nedenle büyük yükler için kullanılmazlar. Bir diğer önemli nokta; sonsuz vida mekanizmasının temelde aynı yönlü iki helisel dişli olduğudur. Fakat yük taşıma kabiliyetini artırmak için dişlilerin görünümü önemli ölçüde değiştirilmiştir. 3.1.4. Sonsuz Vida Mekanizması Eğer helisel düz dişli çiftinin açılarının yönlerini aynı yapıp, dişlilerden birisinin helis açısını küçük seçip, diş sayısını sadece birkaç dişe indirirseniz, bir vida görünümünü alacaktır. Ortaya çıkan dişli grubuna sonsuz vida denir. Noktasal temas ve yüzeyler arasında sürtünme olduğundan birçok uygulama için avantajlı olmayacaktır. Fakat bu temel yapıyı değiştirerek çarkın vidayı daha iyi sarması sağlanarak yük taşıma kabiliyeti kolaylıkla artırılabilir. Bu iş için vida, çark yada her ikisi birbirlerini daha iyi kavrayacak biçimde şekillendirilebilirler. Sonsuz Vida Mekanizmalarının en büyük avantajı küçük hacimlerde büyük çevrim oranları sağlayabilmeleridir. En büyük kusurları ise sürtünmeden dolayı kolay aşınmaları ve düşük verimleridir. Vidalar genellikle sertleştirilmiş çelikten yapılırlar. Çarklar ise dişleri daha az çalıştığı için yumuşak bir malzemeden, çoğunlukla bronzdan yapılırlar. 39

Şekil 31 Sonsuz Vida Mekanizmaları 3.1. Ana Boyutlar 3.1..1 Taksimat Dairesi Üzerinde dişlerin taksimatı yapılan ve esas dişli çark büyüklüğünü belirleyen dairedir. Bu daire üzerinde ölçülen ve bir diş kalınlığı ile bir diş arası boşluğu kapsayan uzunluğa diş adımı (t) veya hatve denir. Dişli çarkın diş sayısı z ile gösterilirse, taksimat dairesinin çemberi; d z t şeklinde yazılır. Buradan taksimat dairesi çapı; d t z 4

veya modül m t dikkate alınırsa; d mz olarak bulunur. Bu ifadedeki modül standart olup DIN 78 de verilmiştir. İnch (parmak ) sistemi geçerli olan ülkelerde modül yerine diametral pitch (DP) ve taksimat yerine circular pitch (CP) deyimleri kullanılır. İki sistem arasında 5.4 m DP ve m 5.4 CP 8.85CP bağıntıları vardır. 3.1.. Diş ve Dişli Boyutları Şekil 3 Diş ve Dişli Boyutları 41

Tablo 1 Dişli Ölçüleri Diş Başı Yüksekliği h b Taban Yüksekliği h t Diş Yüksekliği h h b h t Taksimat (Adım) t.m Diş Kalınlığı S Diş Boşluğu Diş Genişliği b m m, b d d Taksimat Çapı Dairesi d m.z Diş Başı Dairesi Çapı d b d h b Taban Dairesi Çapı d t d h t Temel Dairesi Çapı d g Diş kalınlığı ile diş boşluğu taksimat dairesi üzerinde ölçüldüğü için t.m s olarak yazılabilir ve teorik olarak s t.m dir. Ancak eş çalışan dişlilerin birbirini daha iyi kavrayabilmesi için tolerans mertebesinde s dan büyük yapılır. 3.1.3 Kavrama Olayı 3.1.3.1 Kavrama Eğrisi Eş çalışan dişli çarklarda diş profillerinin kavraması, döndüren dişlinin diş tabanının döndürülen dişliye ait dişin en baş noktası ile temasa geçmesiyle başlar ve döndüren dişlinin diş başının döndürülen dişlinin diş tabanını terk etmesiyle sona erer (Şekil-34). Bu şekilde eş çalışan profillerin çalışma sırasındaki temas noktalarının geometrik yeri kavrama 4

eğrisini verir. Evolvent dişli çarklarda kavrama eğrisi bir doğru olur ve kavrama doğrusu adını alır. Bu doğru dişlerin temas noktasında diş profillerine dik ve her iki dişlinin temel dairelerine teğettir yani evolventi meydana getiren ana doğrunun kendisidir. Şekil 33 Kavrama Eğrileri Profillerin temas noktalarından biride C noktası olduğuna göre kavrama doğrusu C den geçmek zorundadır. C noktası dişli çarkların merkezlerini birleştiren O 1 O doğrusu ile yuvarlanma dairelerinin ortak teğetinin kesiştiği noktadır ve yuvarlanma noktası adını alır. Kavrama doğrusunun her iki baş dairesi arasında kalan ve asıl kullanılan AE uzunluğuna kavrama doğrusunun çalışma boyu denir. Kavrama boyunun AC kısmına giriş, CE kısmına çıkış kısmı ve bunlara karşılık gelen açılara da giriş ve çıkış açıları denir. Şekil 34 Kavrama Doğrusu 43

3.1.3. Kavrama Açısı Kavrama doğrusu ile yuvarlanma dairelerinin C den geçen ortak teğeti arasındaki açıdır. Yuvarlanma daireleri dişli çarkların taksimat daireleri ile aynı ise kavrama açısı alınır. Dişli çarkın, kremayer veya kremayer şeklinde temsil edilen referans profili ile kavrama halinde bulunduğu düşünülürse, kavrama açısı ile referans profilin yan yüzlerinin eğim açısı arasında bir bağıntı kurulabilir. Referans profilin orta doğrusu dişli çarkın taksimat dairesine teğet olduğu durumda, kavrama açısı referans profilinin yan yüzlerinin açısı ile eşittir. Bu durum sıfır veya standart yani h b m ve h t 1.5. m değerlerine sahip olan bir dişli için geçerlidir. 3.1.3.3 Basınç Açısı Eş çalışan dişli çarklarda temasta olan diş yüzeylerinin her yüzey noktası için o noktadan temel daireye çizilen teğet ile aynı noktayı dişli çark merkezine birleştiren doğru arasındaki dar açıdır. Yuvarlanma dairesi üzerindeki yüzey noktası için basınç açısı kavrama açısının aynıdır. 3.1.3.4 Kavrama Oranı Eş çalışan dişli çark çiftlerinde hareketin devamlılığı için kavrama durumundaki bir diş çifti ayrılmadan önce ikinci bir diş çiftinin birbirini kavraması gerekir. Başka bir deyimle, bir diş çiftinin hareket süresi kavrama doğrusu üzerinde AE noktaları arasında devam ederken, ikinci bir diş çiftinin taksimat dairelerinin yuvarlanma hareketine göre bir adım boyu sonra kavrama doğrusu üzerinde temasa geçmeleri gerekir. Kavrama oranı; kavrama doğrusunun faydalı uzunluğunun (çalışma boyunun) taksimat dairesi üzerindeki izdüşümünün, dişli adımının kavrama doğrusu üzerindeki izdüşümüne ( t e kavrama adımına ) bölünmesi ile elde edilir ve ile gösterilir. Kavrama oranı standart dişliler için d b1 d g1 d b d g..m.cos.a.sin ifadesinden hesaplanır. Burada; d b1 ve d b Baş dairesi çapları d ve d Temel dairesi çapları g1 g 44

a m Dişli eksenleri arasındaki mesafe Modül Kavrama açısıdır. Kavrama oranı 1 Yüksek devirde çalışan dişli çiftlerinde olmalıdır. Aksi takdirde dişli çarklar sürekli çalışmazlar, darbe olur. 1.4 kadar olmalıdır. 3.1.4 Genel Dişli Kanunu Eş çalışan dişli çarklara ait bir çift dişin kavrama doğrusu üzerinde A gibi herhangi bir noktada temas halinde olduğu düşünülsün (Şekil-3.11). Kavrama doğrusunun dişlilere ait temel dairelerine teğet olduğu noktalar şekilde gösterildiği gibi T 1 T dir. Döndüren dişlinin açısal hızı 1 ve döndürülen dişlinin açısal hızı olduğu takdirde, 1 dişlisine ait profilin temas noktasındaki çevre hızı; r 1 1. 1 ve dişlisine ait profilin temas noktasındaki çevre hızı r. olur. Her iki hızın doğrultuları, temas noktası A yı dişli çarkların O 1 O merkezlerine birleştiren r 1 ve r yarıçaplarına diktir. Şekil 35 Dişli Kanununun Bulunuşuna Ait Yardımcı Resim 45

Profillere ait çevre hızları, T 1 T kavrama doğrusu ile buna dik olan profillerin ortak teğeti yönünde olmak üzere bileşenlere ayrılırsa 1 için u 1 ve c 1, için u ve c bileşenleri elde edilir. 1 dişlisi döndüren eleman olduğundan c1 c olamaz. Diğer taraftan her iki profil temas halinde bulunduğundan c1 c de olamaz. O halde profillerin kavrama doğrusu yönündeki hız bileşenleri c1 c olması gerekir. Dişli çark malzemelerinden T 1 T kavrama doğrusuna birer dik indirir ( r g1 ve r g ), kavrama doğrusunun O 1 O doğrusunu kestiği noktaya C ve bu noktanın dişli çark merkezlerine uzaklıklarına r O1, r O denirse c1 c şartından 1 cos cos yazılabilir. Burada; r 1 1. 1, cos r g1 r 1 r., cos r g r olduğuna göre rg1 1. r1 r 1.r r g r ifadesinden. r 1 g1 rg. veya 1 r r g g1 i 1 elde edilir. Burada i 1 1 n n 1 çevrim oranıdır. Diğer taraftan O 1 T 1 C ve O T C üçgenlerinin benzerliğinden r r g g1 r O olduğundan r O1 i 1 1 r r g g1 r r O O1 şeklinde yazılır. m.z r 1 O1 ve m.z ro değerleri ile çevrim oranı 46

i 1 1 r r g g1 r r O O1 z z 1 şeklinde elde edilir. Bu denkleme göre; bir dişli çark mekanizmasının sabit oranda bir hız iletebilmesi ( i 1 sabit olması için ) eş çalışan profillerin herhangi bir temas noktasındaki ortak normali, daima her iki yuvarlanma dairesinin temas noktası olan C yuvarlanma noktasından geçmelidir. Bu ifade genel dişli kanunu olarak bilinir. Şekilde görüldüğü gibi A noktasındaki çevre hızlarının ortak teğet üzerindeki bileşenleri u 1 ve u hızları birbirine eşit değildir. Bundan dolayı her bir dişli çarka ait dişlerin profilleri teğet doğrultuda birbiri üzerinde kayar. Ancak C yuvarlanma noktasında kayma yoktur. Diş profillerinin birbiri üzerinde kayması sonucu dişlerde adhezyon aşınması meydana gelir. Ancak diş profilleri C yuvarlanma noktasında temasta olduğu zaman kayma yoktur. Kayma hızları kavramanın başlangıcındaki ve sonundaki noktalarda en büyük değerleri alır. Dişlerin adhezyon aşınması da benzer şekilde olur. Şekil 36 Dişlerde Aşınmanın Durumu 3.1.5 Diş Kuvveti Döndüren dişliden döndürülen dişliye moment iletilirken birbiriyle kavrama durumundaki dişlere gelen kuvvet kavrama doğrusu boyunca etkir ve bu kuvvete diş kuvveti veya normal kuvvet adı verilir. 47

Şekil 37 Dişlere Etkiyen Kuvvetler Eş çalışan dişlilerin C yuvarlanma noktası taksimat dairesi üzerinde bulunduğu takdirde diş kuvvetinin; teğetsel bileşeni F t F cos n ve radyal bileşeni; F r F sin n F. tg t olur Teğetsel kuvvete iletilen kuvvet denir ve iletilen moment M db dikkate alınırsa; F t M d db veya güç ve devir sayısına bağlı olarak; F t 3. N. r. n olur. Burada; F t İletilen kuvvet [ N. ] N İletilen güç [ Watt. ] n Devir sayısı [ dev/ dak ] r Taksimat dairesi yarıçapı [ m. ] 48

Eş çalışan dişlilerin C yuvarlanma noktası taksimat dairesinin dışında bir daire, örneğin yuvarlanma dairesi üzerinde olduğu takdirde diş kuvveti değiştiği için teğetsel ve radyal bileşenlerin değerleri değişir. F n aynı kalır. Fakat kavrama açısı Dişli çarkların mukavemet hesaplarında esas olan diş kuvveti F nc ; işletme şartları, iç ve dış dinamik kuvvetler ve imalat ve montaj hatalarından doğan diş genişliği boyunca diş kuvvetinin farklı şekilde dağılması gibi hususlarda göz önüne alınarak ifadesinden hesaplanır. Burada; K Çalışma faktörü F K nc K v K m F n K v Dinamik veya hız faktörü K m Kuvvet dağılışı faktörüdür. Bunlara ek olarak hesaplarda kavrama oranı faktörü K de kullanılabilir. Fakat bu faktörü tam olarak tayin etmek oldukça zordur. DIN standartlarında verilen karışık yönteme göre hesaplandığı takdirde değeri ortalama olarak,9 ile 1 arasında değişmektedir. Emniyet faktörü de dikkate alındığı takdirde kavrama oranı faktörünün değeri 1 alınabilir. 3.1.5.1 Diş Dibi Gerilmeleri Deneylerden elde edilen sonuçlara göre eş çalışan dişlilerde en büyük gerilmeler diş tabanında meydana gelir ve kırılmalar bu bölgede olur. Yorulma özelliği taşıyan bu kırılmalar, çekme gerilmelerinin bulunduğu bölgede bir çatlak ile başlar. Zamanla bu çatlak yavaş yavaş ilerler ve alan dişe gelen yükü karşılayamayacak hale geldiği anda biden bire kopma meydana gelir. Diş tabanında meydana gelen gerilmelerin hesabı için diş tabanındaki kırılma kesitine kadar olan eğilme kolu uzunluğunun h q ve kırılma kesiti kalınlığının s q tespit edilmesi gerekir. Bu hususta dişin yükleme durumuna göre iki yöntem vardır. Levis Yöntemi; Bu yönteme göre diş kuvvetinin etkime noktası, kavrama sırasında eş diş çiftinin kavramada yalnız kaldığı üst tekil yükleme noktası olarak kabul edilir. Kuvvetin etki doğrultusunun, yani kavrama doğrusunun diş simetri eksenini kestiği noktadan eşit eğilme momentli bir cisim çizilirse bir parabol elde edilir. Bu parabolün diş yan yüzeylerine teğet 49

noktaları s q kırılma kesiti kalınlığını belirler. Eğilme kolu uzunluğu ise şekilde gösterildiği gibi alınır. DIN standardına göre; Şekil 38 Levis Yöntemi Bu standart tarafından kabul edilen yöntemde, diş kuvvetinin etki noktası kavramanın başlangıcını belirten A noktasıdır. Bu yönteme göre diş tabanındaki her iki kavisten diş simetri ekseni ile 3 lik açı yapan bir doğru çizilirse s q kırılma kesiti kalınlığı belirlenmiş olur. Eğilme kolu h q ise kavrama doğrusunun diş simetri eksenini kestiği nokta ile kırılma kesiti arasındaki uzaklıktır. Şekil 39 DIN Standartlarına Göre 5

3.1.6 Kontrol Hesabı Dişlerin mukavemeti göz önüne alınırsa, dişlerin kırılmaması için 1 Ft K b.m f1 K K v K m * D S Ft K b.m f K K v K m * D S şartları ayrı ayrı sağlanmalıdır. Burada * D dişin mukavemet sınırını göstermekte olup * D K y K K ç b K R K L K z D S Emniyet katsayısı K y Yüzey düzgünlüğü faktörü K b Büyüklük faktörü K ç Çentik faktörü K R Güvenirlik faktörü K L Ömür faktörü K z Zorlanma faktörü D Standart deney çubuğunun sürekli mukavemet sınırıdır. 3.1.7 Boyutlandırma Hesabı Boyutlandırma için, yukarıda verilen gerilme ifadelerinden küçük dişliye ait 1 ifadesinde b m m, d 1 m. z 1, M d1 Ft, d 1 em D S * değerleri kullanılarak ifade m modülüne göre düzenlenirse; m 3 1 M z m d1 em K f1.k.k v K m 51

veya b. d d 1 değeri kullanılırsa; m M K.K.K K d1 3 f1 v m z1 dem bağıntısı elde edilir. 3.1.7.1 Pratik Hesap Yöntemi İçin Veriler Diş Sayısı; Dişli çark mekanizmasının boyutları alt kesilme, kavrama oranı ve verim gibi hususlara bağlı olarak belirlenir. Genellikle bu hususları bağdaştıran en uygun çözüm yolu küçük dişlinin diş sayısını z 16... 1 olarak seçmektir. Verim ve düzgün çalışmanın önemli olduğu genel maksatlar için kullanılan dişlilerde z 1...6 seçilebilir. Vites kutularında olduğu gibi tüm boyutun önemli olması halinde ise alınabilir. z 1 11...16 olarak Küçük dişlinin z 1 diş sayısı seçildikten sonra büyük dişli çarkın diş sayısı bağıntısı ile hesaplanır. z i 1z1 Genişlik Faktörü; m genişlik modül veya d genişlik çap oranları dişli çarkın yük taşıma kabiliyetini, yükün diş genişliğince dağılımını ve işleme kabiliyetini etkiler. Teorik olarak d m veya ve buna bağlı olan dişlinin b genişliği arttıkça dişli çarkın yük taşıma kabiliyeti artar. Ancak b diş genişliği büyük olduğu takdirde, gerek millerin deformasyonları ve gerekse işleme hatalarından dolayı yükün bir tarafa yığılmasına ve buna bağlı olarak köşe kırılmalarına yol açar. Bu faktörler göz önüne alınarak yataklama durumlarına göre b d değerleri tabloda d ve dişlilerin kullanım alanlarına göre genişlik faktörü değerleri tabloda verilmiştir. 1 5

Tablo Yataklama Durumuna Göre Genişlik Çap Oranları Yataklama durumu d b d 1 Her iki taraftan yataklanmış normal dişli çark Rijit ve doğru olarak yataklanmış, iyi işlenmiş dişli çark.5 1. Türbin mekanizmalarında kullanılan kalitesi yüksek olan dişli çark İyi yataklanmış veya kalitesi düşük olan dişli çark.4 Tablo 3 Genişlik Faktörü Dişli çarkın kullanım alanı Genişlik modül oranı Genişlik çap oranı Genel maksatlar için m b m 14...18 d b d 1.8...1. Hacmin sınırlı olduğu sistemlerde (vites kutularında) m b m 6...1 d b d 1.5...8 Dinamik veya Hız Faktörü; K v genellikle taksimat ve profil hatalarına, çevre hızına, dönen sistemlerin rijitliğine, birim diş genişliğine gelen kuvvet F t b ye ve dişlerin rijitliğine bağlıdır. Dinamik faktörün bütün bu etkenlere bağlı olarak verilmesi mümkün olmamakla beraber, pratikte dişli çarkın kalitesine ve çevre hızına göre verilmektedir. Dinamik faktörün değerleri tabloda verilmiştir. 53

Tablo 4 Dinamik veya Hız Faktörü (K V ) Kalite Yüzey sertliği HB Çevre hızı V [m/sn.] <3 3 8 8 1 1 18 18 5 6 35 >35-1 1 1.1 1 1. 1.1 1.4 1. 7 35 >35 1 1 1 1 1. 1.1 1.3 1. 1.5 1.3 8 35 >35 1.1 1.1 1.3 1. 1.4 1.3 - - 9 35 >35 1. 1. 1.4 1.3 - - - Yük Dağılım Faktörü; K değerleri millerin rijitliğine ve dişlerin işlenme doğruluğuna bağlı olarak m dan HB 35 mm olan malzemeler ve 8. kalitedeki dişliler için tabloda verilmiştir. Daha kaliteli ( 7. ve bunun altındaki kaliteler ) veya kaba ( 9. kalite ) dişliler için tablo değerleri %5 ile 1 arasında azaltılabilir veya artırılabilir. K m.5.(k alınabilir. mtablo 1) dan HB 35 mm olan dişli çarklar için olarak alınabilir. Plastik malzemeden yapılan dişliler için K m 1 54

Tablo 5 Yük Dağılım Faktörü (K m ) d b d 1 Her iki taraftan simetrik olarak yataklanmış dişli Asimetrik olarak yerleştirilmiş dişli Rijitliği daha Çok rijit mil az olan mil Karışık şekilde yerleştirilmiş dişli. 1 1 1.5 1.15.4 1 1.4 1.1 1..6 1.3 1.8 1.16 1.3.8 1.6 1.13 1. 1.45 1. 1.1 1.18 1.9-1. 1.14 1.3 1.36-1.4 1.19 1.9 1.45-1.6 1.5 1.35 1.55 - Çalışma Faktörü; K ın değerleri, güç kaynağı ve iş makinesine bağlı olarak tabloda ve elektrik motoru ile tahrik edilen iş makineleri için tabloda verilmiştir. 55

Tablo 6 Güç Kaynağı Ve İş Makinesine Bağlı Olarak Çalışma Faktörü İş makinesi Tahrik motoru Türbin/çok Elektrik silindirli pistonlu motoru motor Tek silindirli pistonlu motor Jeneratör, bantlı konveyör, hafif asansörler, karıştırıcılar, turbo kompresörler 1 1.5 1.5 Takım tezgahı, büyük asansör, kren, çok silindirli pistonlu pompalar, 1.5 1.5 1.75 maden ocağı havalandırıcıları Zımba, haddehane makineleri, kepçeler, ağır makineler 1.75.5 Tablo 7 Elektrik Motoru İle Tahrik Edilen İş Makineleri İçin Çalışma Faktörü (K ) Kullanım alanı Devamlı çalışma süresi 1 saat 4 saat Karıştırıcılar; Sıvı Sıvı ve katı Çeşitli yoğunluktaki sıvılar 1. 1.5 1.5 1.5 1.5 1.5 Körükler; 1. 1.5 56

Santrifüj 1. 1.5 Kanatlı Kompresörler; Santrifüj Tek silindirli Çok silindirli 1. 1.75 1.5 1.5 1.75 1.5 Konveyörler; Yükleme tarzı düzgün Yükleme tarzı ağır ve düzgün olmayan Yükleme tarzı çok ağır 1. 1.5 1.75 1.5 1.5 1.75 Kırıcılar; Taş Şeker 1.75 1.75 1.5 Elevatörler; Yükleme tarzı düzgün Yükleme tarzı ağır 1. 1.5 1.5 1.5 Fanlar; Santrifüj 1. 1.5 Takım tezgahları; Yardımcı mekanizmalar 1. 1.5 1.5 1.5 57

Ana mekanizmalar Pompalar; Santrifüj Tek etkili, üç veya daha çok silindirli Çift etkili, üç veya daha çok silindirli 1. 1.5 1.5 1.5 1.5 1.5 Form Faktörü; değerleri diş sayılarına bağlı olarak değişik profil kaydırma değerleri için şekilde K f verilmiştir. Figure 1 Form Faktörü(K F) Dişli Çarkın Emniyet Gerilmesi em dişli çark malzemesinin * D K y K K ç b K R K L K Z D ifadesinden hesaplanan mukavemet sınırı değerinin S emniyet katsayısına bölünmesi ile elde edilir. Dişli çark mukavemet sınırını ifade eden faktörler iyi tahmin edilirse S= alınması tavsiye edilir. 58

Tablo 8 Dişli Çark Malzemesinin Sürekli Mukavemet Sınırı Kopma mukavemeti K dan 14 mm olan çelikler için D. 5 K Kopma mukavemeti K dan 14 mm olan çelikler için D dan 7 mm Malzemenin Sürekli Mukavemet Sınırı Winter ve Rettig in yaptıkları deneylere göre dişlerin yorulma diyagramları Wöhler D tipinde olup şekilde verilmiştir. Büyüklük Faktörü K b nin değeri modüle bağlı olarak Figure Dişlerin Yorulma Diyagramı Tablo 9 Büyüklük Faktörü (K b ) m 5mm. için K b 1 m 5mm. için K b.85 59

Yüzey Düzgünlüğü Faktörü için değerler malzemenin kopma mukavemetine bağlı olarak şekilde verilmiştir. K y Figure 3 Yüzey Düzgünlüğü Faktörü (K y) Çentik Faktörü diş tabanının dişli gövdesine birleştiği geçiş yerinde meydana gelen gerilme K ç yığılmalarını göz önüne alan bir faktördür ve K ç 1 q. K t 1 denkleminden bulunur. Burada q- çentik hassasiyet faktörü ve K t - teorik çentik faktörüdür. K t nin değerleri çentik olayını etkileyen St t oranına yani diş tabanının S t kalınlığına ve geçiş yerindeki kavisin t yarıçapına bağlı olarak verilmiştir. Diş tabanının kalınlığı yaklaşık olarak S t t.5..m bağlı olarak; bağıntısı ile hesaplanır. t yarıçapının minimum değeri ise m s B xm rt t min. rt bağıntısından hesaplanır. d m s B xm rt r t değerine 6

Figure 4 Çentik Faktörü (K ç) Kolaylık sağlamak amacıyla, m 1mm., diş taban yüksekliği h t.35mm., r T.35mm. için t min olarak aşağıda verilmiştir. değerleri profil kaydırma faktörü x e ve diş sayısı z ye bağlı Bu şekilde St t Figure 5 Profil Kaydırma Faktörü oranı hesaplanır. Buna göre şekilden K t nin değeri tayin edilir. Dişin mukavemet hesabında kuvvetin etki noktası diş başı (A noktası) alındığından şekildeki eğrilerden eğrisi kullanılacaktır. 61

Dişlerin çentik faktörü K t Figure 6 Dişlerin Çentik Faktörü (K t) nin tayininde şekilde verilen diyagramda kullanılabilir. Bu diyagram dikkate alınırsa S t ve t değerleri diyagramda verilen b ve r boyutları ile eşdeğer anlam taşır. Ayrıca B boyutu bir dişe karşılık gelen gövde kalınlığı olarak kabul edilebilir. Genellikle dişli çarklarda B St B 3 b olarak alınabilir. Örneğin z ve x için şekilden t min.44.m olarak bulunur. Buna göre; r b S t min t.44.m.5.m.8 olarak hesaplanır. Eğer şekilden.95 alınırsa; B b 3 olarak kabul edilirse şekilden K t 1.4 olarak tayin edilir. K ç 1 q. K 38 t 1 1.95 1.4 1 1. olarak hesaplanır. Ömür Faktörü ( K L ) D. 5 K bağıntısı ile ifade edilen D sürekli mukavemet sınırı N N 1 7 yük tekrarı sayısı yani sonsuz ömür için geçerlidir. Daha küçük ( N N ) yük tekrarı sayısı yani sonlu ömür için elemanın ZDN mukavemet sınırı önüne alınır. Bu faktörün değerleri tabloda verilmiştir. K L ZDN ömür faktörü ile göz D 6

Tablo 1 Ömür Faktörü (K L ) Ömür N Yüzey basıncı hesabına bağlı olan ömür faktörü ( K L ) ( silindirik ve konik dişliler için) Mukavemet hesabına bağlı olan ömür faktörü ( K L ) Konik Silindirik dişliler dişliler 16 5 45 Sementasyo HB HB HB n* Sementasyo n* 1 3.. 1.6.4 3.4.7 4.6 1 4 1.5 1.4 1.9.4. 3.1 1 5 1.3 1. 1.4 1.7 1.5.1 1 6 1.1 1.1 1.1 1. 1.1 1.4 1 7 1. 1. 1. 1. 1. 1. * Sementasyon halinde yüzey sertliği minimum 55 HRC olmalı Güvenirlik Faktörü ( K R ) Malzemenin sürekli mukavemet sınırları geniş bir dağılım gösterir, Şöyle ki D. 5 bağıntısı ortalama yani %5 güvenirlik için geçerlidir. %5 güvenirliği esas alarak daha yüksek güvenirlik tabloda verilen güvenirlik faktörü ile göz önüne alınır. K Tablo 11 Güvenirlik Faktörü (K R) R z R K R 5 1. 9 1.88.897 95 1.645.868 99.3.814 99.9 3.95.75 99.99 3.7.74 63

Tablo 1 Zorlanma Faktörü (K Z ) Sık sık yön değiştiren dişlilerde K Z 1 Tek yönlü çalışan dişlilerde K Z 1.4 Tablo 13 Tablo 13 Dişli Çark Malzemelerinin Mekanik Özellikleri Malzeme Malzeme sembolü Isıl İşlem Kopma Mukavemeti K [dan/mm ] Akma Sınırı AK [dan/mm ] Brinel Sertliği HB [dan/mm ] Düşünceler Çelik (TGL 14315) GS-5.1 GS-6.1 tavlanmış 5 6 6 3 15 175 St 4 4.5 4 15 Makine Çeliği (TGL 796) St 5 St 6 tavlanmış 5.6 6.7 8 3 15 18 St7 7.85 35 8 Islah Çelikleri (TGL 6547) C 45 C 6 37 MnSi 5 37 MnSi 5 Islah edilmiş 6.7 7.85 7.85 8.95 8.95 36 44 45 55 55 185 1 6 6 Hafif nitrasyon yoluyla yan yüzeylerin mukavemeti arttırılmış 64

34 Cr 4 9.15 7 34 4 CrMo 4 Sementasyon çeliği (TGL 6546) C 1 C 15 16 MnCr 5 15 CrNi 6 MnCr 5 MoCr 5 Sertleştirilmiş 4.55 5.65 8.11 9.1 1.13 11.1 1.145 5 3 6 65 7-8 39 637 65 65 65 65 65 K verilen, AK için değerler çekirdek için geçerlidir 18 CrNi 8 Alev veya indüksiyonla sertleştirilmiş çelik (TGL 6773) C 45 37 MnSi 5 4 Cr 4 Sertleştirilmiş 65.8 9.15 9.15 4 65 65 595 56 587 Gaz ile karbürlenmiş Siyanür banyosunda sertleştirilmiş çelik 4 Cr 4 37 MnSi 5 Sertleştirilmiş 14.18 15.19-1.15 595 55 Lamelli graf. dökme demir GGL- GGL-5-5 - - 17 1 65

(TGL 144) Küresel graf. GGG-45 45 35 17 dökme demir GGG-5-5 35 (TGL 8189) GGG-6 6 4 3 Tablo 14 Dişli Çark Malzemelerinin Yüzey Basınç Özellikleri Malzeme Çiftleri Pinyon Çark Malzeme Faktörü Malzeme Semb ol Elastiklik modülü E [dan / mm ] 1 Malzeme Sembol Elastiklik modülü E [dan / mm ] K E dan / mm Çelik St 1 85.7 Çelik döküm GS-6 5 85. GS-5 5 85. Çelik St 1 Küresel dökme demir grafitli GGG-5 176 81.9 GGG-4 175 81.7 Dökme bronzu kalay G-SnBr 14 15 7. Dövme kalay SnBr-8 115 7.1 66

bronzu Lamelli grafitli dökme demir (gri döküm) GGL-5 18 74.6 GGL- 1 73.1 Çelik döküm GS-5 5 84.7 Çelik döküm GS-6 5 Küresel grafitli dökme demir Lamelli grafitli GGG-5 176 81.4 dökme demir (gri GGL- 1 7.8 döküm) Küresel grafitli dökme demir GGG- 5 176 Küresel grafitli dökme demir Lamelli grafitli dökme demir (gri döküm) GGG-4 175 78.4 GGL- 1 7.7 Lamelli grafitli demir GGL- 5 GGL- 18 65.8 Lamelli grafitli dökme demir (gri GGL- 1 döküm) 1 64.8 67

Figure 7 Yuvarlanma Noktası Faktörü Diş profillerinde çalışma sonucu yorulma aşınmasının meydana gelmemesi için şartının sağlanması gerekir. Yüzey basıncı ifadesinde Pmax P em F t 3N.r.n 1 1 M d 1 d1 yazılırsa P max K E.K.K 1 M b.d d1 1 K.K v.k m P em olur ve bu denklem kontrol hesabında kullanılır. Boyutlandırma için b. d d 1 ve d 1 m. z 1 değerleri ile m 1 z 1 3 M d.p d1 em K.K v.k m.k E.K.K i bağıntısı bulunur. 68

Diğer taraftan b. d d 1 ve d 1.a i 1 1 değerleri dikkate alınırsa a M d1 i1 13 K.K v.k m.k E.K. K i 4. d.pem ifadesi elde edilir. Bu ifade profil kaydırmalı dişliler içinde geçerlidir. Denklemi basitleştirmek amacıyla K K.K 1 E K i. ve K K.K v K m. ifadeleri kullanılırsa, yukarıdaki bağıntılar; P max K 1 M b.d d1 1 K P em m M d1 3 K 1.K 3 z1. d.pem a M d1 i 1 1 K1. K 4. d.p em şeklinde yazılabilir. 3.1.8 Silindirik Helisel Dişli Çarklar Helisel dişliler düz dişlilere oranla daha sessiz çalışırlar ve daha büyük güçlerin iletilmesinde kullanılırlar. Diş profilleri dişli çark dönme eksenine paralel olmayıp helis açısı denilen açısı kadar eğiktir. Avantajları Helisel dişli çarklar daha sessiz çalışırlar, bunun nedeni dişlerin birbirlerini kavramaları ve ayrılmamalarının ani olmaması ve aynı anda birden fazla dişin kavrama durumunda bulunmasıdır. Aynı ölçülerdeki düz dişlilere oranla daha fazla yük taşırlar ve diş şekil hatalarına karşı daha az hassastırlar. Dezavantajları Dişler eğik olduğundan eksenel kuvvetler meydana gelir. Bu ise yataklarda daha fazla güç kaybı demektir. 69

Helis açısı ın değerinin artması halinde aynı diş sayısı ve modül için dişli çapı ve iki dişli arasındaki eksen mesafesi düz dişli çarklara göre artar. 3.1.8.1 Düz Dişli Mekanizmalara Göre Helisel Dişli Mekanizmaların Özellikleri Helisel dişli çarkların taksimatı ve buna bağlı olan modülü alın veya normal kesitte ifade edilebilir. Alın kesitteki taksimat t a ve normal kesitteki taksimat t n ile ifade edilirse t. m ve t n. mn a a olur. Bu bağıntılara göre, alın modülü m a ile normal modülü m n arasında cos t t n a.m.m n a m m n a bağıntısı vardır. Normal referans profili standart olup hesaplarda kullanılan standart modül m n normal modülüdür. Şekil 4 Düz Dişli Mekanizmalara Göre Helisel Dişli Mekanizmaların Özellikleri Helisel dişli çarkların taksimat dairesinin çapı; 7 d mn ma.z cos z

Her iki kesitte kavrama açıları farklı olup alın kavrama açısı a ile normal kavrama açısı n arasında tg a tg cos n bağıntısı vardır. Burada standart kavrama açısı olarak normal kavrama açısı n alınır. Helisel dişli çarkların temel dairesinin çapı; d g d.cos a z.m. cos a a şeklinde ifade edilir. Diş başı dairesi çapı d b d m n Taban dairesi çapı d t d.5m n Taban dairesi üzerindeki diş kalınlığı S n1 S n t n.m n Eksenler arası mesafe d 1 d m n a (z1 z ) cos Diş genişliği b. m m n dir. Helisel dişlinin bir eşdeğer düz dişli çarkı tarif edilebilir. Helisel dişli, diş doğrultusuna dik bir düzlemle kesilirse eksenleri a n d cos ve d bn olan bir elips bulunur. Şekil 41 Helisel Dişlinin Bir Eşdeğer Düz Dişli Çarkı 71

Bu elipsin C noktasındaki eğrilik yarıçapı r n ile bir daire çizilirse ve bunun üstüne helisel dişlinin t n taksimatı ile dişler dizilirse, bir düz dişli çark elde edilir. Tamamen teorik olan bu düz dişli çarka, helisel dişlinin eşdeğer düz dişli çarkı denir. Eşdeğer düz dişli çarkın taksimat dairesinin yarıçapı r n a b n n d.cos olarak tarif edilirse r n z e m n ve d m n z cos değerleri ile eşdeğer dişli çarkın diş sayısı z e z 3 cos olarak bulunur. Teorik olarak helisel dişli yerine eşdeğer düz dişli alınır ve yerine n, m yerine m n, z 1 ve z yerine z e1 ve z e yazılırsa düz dişli çarklar için elde edilen bağıntılar helisel dişliler içinde geçerli olur. Helisel dişlilerde alt kesilmeyi sınırlayan diş sayısı z h min z min. cos 3 veya pratik min. diş sayısı z / h min z / min.cos 3 olarak elde edilir. Burada z min ve / z min düz dişlilere ait minimum diş sayısıdır. Daha önce verilen ifadelerden n için Tablo 15 Alt Kesilme İçin Minimum Diş Sayısı 13 3 3 3 35 4 45 47 z h min 14 13 1 11 1 9 8 7 6 5 değerleri bulunur. Helisel dişlilerde dişlilerin eğimlerinden dolayı birbirine teması şekilde gösterildiği gibi, alın düzleminde atlama denilen S at b. tg dişlilerde kavrama oranı, düz dişlilere göre değeri kadar büyür. Bu nedenle helisel at b.tg t a b.sin t n b.sin.m n değerindeki atlama oranı kadar daha büyüktür. 7

Böylece helisel dişli çarklarda toplam kavrama oranı top at şeklinde ifade edilir. Burada düz dişliler için geçerli olan kavrama oranı ifadesinde yerine a değeri kullanılarak hesaplanan kavrama oranıdır. Şekil 4 Helisel Dişli Yüzey Ölçüleri Kavrama oranının daha büyük olması, helisel dişli mekanizmaların düz dişli mekanizmalarına göre aynı şartlar altında daha sessiz çalışmasını ve aynı malzeme ve boyutlar için yük taşıma kabiliyetinin artmasını sağlar. 3.1.8. Helisel Dişlilerin Yük Taşıma Kabiliyeti 3.1.8..1 Diş Kuvveti Düz dişlilerde diş kuvveti olarak tarif edilen F n kuvveti, helisel dişlilerde normal kesit içinde olup, kavrama doğrusu üzerindedir. Bu kesitteki F n kuvvetinin, teğetsel / F t ve radyal F r bileşenleri / Ft F n. cos n F r F.sin n n / t F. tg n şeklinde ifade edilir. Teğet düzlemdeki / F t kuvveti t / t F F.cos F.cos n n. cos 73

F a / t F.sin F.cos n n. sin değerlerinde teğetsel ve eksenel bileşenlere ayrılırsa; F r ) ve eksenel ( F a ) olmak üzere üç bileşeni vardır. F n kuvvetinin teğetsel ( F t ), radyal ( Teğetsel kuvvetin F t M d d 6N.d.n ifadesinden hesaplandığı düşünülürse, bu kuvvete bağlı olarak radyal kuvvet F r F t tg cos n ve eksenel kuvvet F a F. tg t olarak bulunur. Burada N [ Watt ], d [ m.] ve n dev dak şeklindedir. Diş kuvveti ise F n Ft cos.cos n dır. Şekil 43 Helisel Dişliye Uygulanan Kuvvetler 74

Buna göre helisel dişli mekanizmalarda düz dişlilerden farklı olarak bir eksenel kuvvet meydana gelmektedir ve bu kuvvet açısı ile orantılıdır. Helisel dişlilerde de düz dişlilerde olduğu gibi dişlilerin mukavemet ve yüzey basıncı hesabında F nc K.K.K m. Fn ve Ftc K.K.K m. Ft değerleri kullanılır. 3.1.8.. Mukavemet Hesabı Normal kesit esas alınırsa helisel dişli çarkların mukavemet denklemleri kontrol hesabı için 1 F t b.m n K f1.k.k.k m D S * F t b.m n K f.k.k.k m D S * şeklinde yazılır. Bu ifadelerden 1 de; b. m m n, d 1 m n.z cos 1, F t M d 1 d1 ve em D S * değerleri yazılırsa, boyutlandırma için m n 3 M m 1 d1.z. em cos.k f1.k.k. K m veya b. d d 1 değeri ile m n M cos.k.k.k. K d1 3 f1 m m.z1. em ifadeleri elde edilir. Bu denklemlerdeki faktörler düz dişli çarklarda olduğu şekilde bulunur. 75

3.1.8.3 Helisel Dişlilerde Eksenel Kuvvetler Şekil 44 Helisel Dişlilerde Eksenel Kuvvetler Yataklara gelen eksenel kuvvet tek bir yatak tarafından alınır. Aynı mil üzerinde iki helisel dişli çark bulunduğu zaman, bu dişlilerin diş yönleri o şekilde olmalıdır ki eksenel kuvvetler aksi yönde tesir etsin. Bunun için her iki dişlinin diş yönleri aynı alınmalıdır. Büyük momentlerin iletilmesinde eksenel kuvvetlerin etkisini yok etmek için ok veya çift helisli dişli çarklar kullanılır. Bu dişliler, biri sağ ve diğeri sol olmak üzere aynı eğimde iki helisel çarktan meydana geldiğinden eksenel kuvvetler birbirini dengeler. Bu nedenle eğim açısı oldukça büyük, örneğin 45 ye kadar alınabilir. Bu dişli çarkların hesabı, her iki dişliye F t kuvvetinin geldiği kabul edilerek basit helisel dişlilerdeki gibi yapılır. Diş sayılarının / z z h min olduğu dişlilerde alttan kesilmeyi önlemek için burada da profil kaydırma yöntemi uygulanır. Profil kaydırma faktörü x z / h min z min z e ifadesi ile verilir. n için bu bağıntı 76