Universitatea PolitehnicaFacultatea de TransporturiDepartamentul Autovehicule Rutiere

Proiect de an la Automobile I

Coordonator: Prof. Conf. Dr. Ing. Laurentiu Popa

Student: Dracsanu Ionut Daniel Grupa: 8302 b

2013-2014

Tema de proiect Dinamica autovehiculelor

S se efectueze proiectarea general, funcional, privind dinamica traciunii i consumul de combustibil al unui autovehicul, avnd urmtoarele caracteristici: - Tipul autovehiculului: autocamion 4x2; - Numarul de persoane: 2- Caroserie: -- Sarcina util maxim constructiv: 11000 kg; - Viteza maxim n paliere: 120km/h; - Panta maxim: 34%; -Alte particularitati:MAC 4x2

Bibliografie:[1] Andreescu,Cr-Dinamica autovehiculelor,notite de curs,Facultatea De Transporturi,UPB,an univ 2013-2014[2] Oprean,M-Transmisii auto,notite de curs,Facultatea de Transporturi,UPB,an univ 2013-2014[3] * www.volvotrucks.com/ro/fl42r[4] * www.iveco.com/trucks/ro/Eurocargo[5] Andreescu,Cr-Fiabilitatea autovehiculelor,notite de curs,Facultatea de Transporturi,UPB,an univ 2013-2014

CUPRINS Capitolul 1. Analiza modelelor similare de autocamioane si stabilirea modelului de autocamion ce se va proiecta cerintelor temei pag 8 1.1 Alegerea modelelor similare de autocamion pag 81.2 Analiza particularitatilor constructive ale modelelor alese pag 81.3 Analiza principalilor parametri dimensionali exteriori pag 91.4 Analiza principalilor parametri masici pag 101.5 Analiza principalilor parametri energetici pag 111.6 Stabilirea tipului de autocamion ce se va proiecta pag 12 Capitolul 2.Studiul organizarii generale si a formei constructive pentru automobilul impus temei pag 132.1 Predeterminarea principalilor parametri dimensionali si masici ai automobilului pag 13 2.1.1. Predeterminarea principalilor parametri dimensionali exteriori pag 13 2.1.2.Predeterminarea principalilor parametri masici pag 16 2.1.3. Predeterminarea parametrilor dimensionali si masici ale principalelor componente ale autocamionului pag 172.2 Predeterminarea formei si a dimensiunilor spatiului util pag 18 2.2.1 Dimensionarea spatiului util pag 202.3 Intocmirea schitei de organizarea generala pag 212.4 Determinarea pozitiei centrului de masa al autovehicului pag 22 2.4.1 Determinarea incarcarilor la punti si verificarea stabilitatii longitudinale pag 25 2.4.2 Determinarea solicitarii drumului pag 26 2.4.3 Verificarea capacitatii de trecere si a stabilitatii longitudinale pag 26 2.5. Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora pag 262.6. Alegerea jantei pag 27 Capitolul 3. Studiul rezistentelor la inaintarea autocamionului de proiectat si a puterilor corespunzatoare,in diferite conditii de deplasare pag 283.1 Determinarea parametrilor necesari calculului rezistentelor la inaintare pag 283.2 Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare,in functie de viteza de rulare pag 30 Capitolul 4.Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului.Alegerea motorului pentru autocamionul impus prin tema pag 364.1. Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din conditia de atingere a vitezei maxime la deplasarea automobilului in palier pag 364.2. Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala pag 38 Capitolul 5.Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale si al primei trepte a schimbatorului de viteze pag 395.1.Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale pag 395.2. Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze pag 43 5.2.1 Determinarea lui din conditia de panta maxima impusa prin tema pag 43 5.2.2 Determinarea lui din conditia de viteza minima stabilita pag 43 5.2.3 Determinarea lui dupa criteriului lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului,la pornirea de pe loc pag 44 Capitolul 6.Studiul tehnic al solutiilor constructive posibile pentru ambreiaj si alegerea variantei ce se va proiecta pag 456.1 Prezentarea solutiilor constructive de ambreiaj pag 456.2 Analiza solutiilor constructive pentru partea conducatoare pag 49 6.2.1 Constructia discului de presiune pag 49 6.2.2 Constructia carcasei ambreiajului pag 50 6.2.3 Constructia arcului de presiune pag 516.3 Analiza solutiilor constructive pentru partea condusa pag 53 6.3.1 Constructia discului condus pag 536.4. Analiza solutiilor constructive pentru sistemul de actionare pag 54 6.4.1 Mecanismul de actionare mecanic pag 55 6.4.2 Mecanismul de actionare hidraulic pag 566.5 Alegerea si prezentarea solutiei constructive pag 57 Capitolul 7.Calculul de dimensionare si de verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului pag 587.1 Determinarea momentului de calcul pag 587.2 Dimensionarea garniturilor de frecare pag 587.3 Determinarea momentului de frecare al ambreiajului si a fortei de apasare asupra discului ambreiajului pag 607.4 Cresterea temperaturii pieselor ambreiajului pag 60 Capitolul 8. Calculul si proiectarea principalelor componente ale ambreiajului:arcul de presiune,discul de presiune,discul condus,arborele ambreiajului,elemente de fixare pag 618.1 Calculul si proiectarea arcului de presiune pag 618.2 Calculul discului de presiune pag 638.3 Calculul elementelor de legatura pag 638.4 Calculul partii conduse pag 64 8.4.1 Calculul arborelui ambreiajului pag 64 8.4.2 Calculul discului condus pag 65 Capitolul 9.Calculul si proiectarea sistemului de actionare al ambreiajului pag 67

Capitolul 1Analiza modelelor similare de autocamioane si stabilirea modelului de autocamion ce se va proiecta cerintelor temei 1.1 Alegerea modelelor similare de autocamioane In vederea proiectarii autocamionului dat prin tema,am ales un numar de 6 autocamioane similare.La baza alegerii celor sase modele similare au stat urmatorii parametrii: - masa utila maxima constructiva - tipul caroseriei - viteza maxima

Tabel 1.1 Criterii de alegere a modelelor similareNr crtModelTipul caroserieiMasa utila[kg]Viteza maxima[km/h]

1Volvo FL 42RFurgon12 000125

2Man TGL 8150Platforma11 000120

3BMC Professional 518Platforma11 990120

4Iveco Eurocargo ML75 E14Furgon10 990120

5Iveco Eurocargo ML100 E18 Furgon11 500125

6DAF LF 180Furgon12 000120

1.2 Analiza particularitatilor constructive ale metodelor alese In acest capitol se vor evidentia solutiile constructive ale modelelor similare alese privind sistemul de distributie,tipul anvelopelor,sisteme de siguranta active,sisteme de franare,etc..Toate autocamioanele selectate sunt echipate cu sisteme de siguranta active.Acestea sunt sisteme de control al stabilitatii,sisteme de control la tractiune,sisteme care nu permit blocarea rotilor in timpul franarii si altele.

Tabel 1.2 Particularitati constructive ale modelelor de autocamioane aleseNrcrtModelSolutie constructivaTipul anvelopelorTipultransmisieiCapacitateRezervor[ l ]Cilindree

[]Tipulsuspensiei

1Volvo FL 42RSolutia clasica240/70 R17,5 Manuala in 6 trepte1305,1Suspensie cu arcuri cu foi,parabolica

2Man TGL 8150Solutia clasica215/75 R17,5 Manuala in 6 trepte1504,6Suspensie parabolica cu arcuri

3BMC Professional 518Solutia clasica240/70 R19,5 Manuala in 6 trepte1155,8Suspensie cu arcuri,parabolica

4Iveco Eurocargo ML75 E14Solutia clasica205/75 R17,5 Manuala in 5 trepte1153,9Mecanica,cu arcuri parabolice

5Iveco Eurocargo ML100 E18 Solutia clasica215/75 R17,5 Manuala in 6 trepte1153,9Mecanica,cu arcuri parabolice

6DAF LF 180Solutia clasica245/70 R17,5 Manuala in 6 trepte1104,5Sistem parabolic

1.3 Analiza principalilor parametrii dimensionali exteriori Principali parametrii care fac referire la principalele caracteristicii dimensionale exterioare sunt cei de gabarit si de organizare. Dimensiunile de gabarit sunt lungimea totala(La),latimea totala(l),inaltimea totala(H).Parametrii de organizare sunt: ampatamentul(L),ecartamentul fata/spate(E1/E2),consola fata si spate(C1,C2) si garda la sol (hs)Tabel 1.3 Valorile parametrilor dimensionali de la modelele similareModelulLa[mm]l[mm]H[mm]L[mm]E1/E2[mm]C1C2hs[mm]

169752282269135001950/192013202155327

263682176254533001875/186012901775330

381552312258548501865/175513501955350

456902200320031051928/191812721313340

564322200322933001930/191512721830360

661302260269030501740/172512701800360

Semnificatia marimilor din tabelul 1.3La-lungimea totalal-latimea totalaH-inaltimea totalalL-ampatamentulE1/E2 ecartamentul fata/spateC1-consola fataC2-consola spatehs-garda la sol In urma datelor expuse in tabelul 1.3 putem observa ca lungimea totala variaza intre valoarea de 5690 si 8155 mm,modelul 4,respectiv modelul 3.Toate celalalte inregistreaza valori in jurul valorii medii de 6600 mm,analizand modelele constatam o tendinta in jurul valorii medii. In ceea ce priveste latimea,distributia se face intr-un interval restrans intre 2176 si 2312 mm,modelul 2,respectiv modelul 3.Se observa clar o distributie in jurul valorii medie de 2215 mm. In cazul ampatamentelor tin sa precizez ca toate modelele ofera cate 3 variante de ampatamente,iar in tabel observa o valoare medie de 3500 mm. Pentru inaltime,distribuirea se face intre 2545 mm la modelul 2 si 3229 mm la modelul 5,observandu-se o distributie simetrica,apropriate de valoarea minima. Ecartamentele celor 6 modele sunt apropiate,fiind mai mari ecartamentul fata,in timp ce cele de pe ecartamentul spate au valori mai reduse,pentru asigurarea unei stabilitati mai bune pe sosea. Dupa cum se poate observa in tabelul 1.3,ecartamentul fata variaza intre valoriile 1740 mm si 1950 mm,in timp ce ecartamentul spate variaza intre 1725 mm si 1920 mm,pentru modelele 6 respectiv modelul 1.1.4. Analiza principalilor parametrii masici Analiza parametrilor masici se face in scopul determinarii masei totale si masei proprii pentru autovehiculul de proiectat.Tabel 1.4 Valorile parametrilor masici de la modele similar aleseModelm0[kg] [kg] [kg] Repartizarea pe punti

Descarcat Incarcat

[kg] [kg] [kg] [kg]

17855155001200029401025450085000,65

275003500110002545805340052000,68

338858155119003200885410078900,32

439507490109902306876320058000,35

538507950115002439943360068000,33

6382574251200024201030208074700,31

m0= masa proprie man= masa totala nominala mun= masa utila nominala m1= masa proprie pe puntea fata m2= masa proprie pe puntea spate m10= masa totala nominala pe puntea fata m20= masa totala nominala pe puntea spate= coeficentul sarcinii utile Dupa cum se poate observa masele proprii variaza intre 3825 kg la modelul 6 si 7855 kg la modelul 1.In acest interval sunt distribuite asimetric fiind mai apropiate de valoarea minima. 1.5 Analiza principalilor parametrii enrgeticiIn continuare,s-a extins studiul de analiza comparativa pentru o serie de criterii definite cu ajutorul performantelor energetice ale motoarelor.Pentru analizarea tuturor parametrilor energetici s-a intocmit un tabel cu valorile acestora de modele similare alese. Tabel 1.5 Valorile parametrilor energeticiModelVh [cm3] i[rot/min][Nm][rot/min][kW]

1510041100-170080022000,0099154

2460041503-165357024000,031110

358006140056925000,014119

4390041200-210046527000,013103

5390041250-210057027000,016130

6450041200-18007001800-23000,018135

Vh-cilindreei-numar de cilindrii=turatia de moment maxim=momentul maxim=puterea specifica [kW/kg]=puterea maxima Majoritatea motoarelor sunt supraalimentate beneficiind de turbosuflante.Sistemul de injectie este acelasi pentru toate modelele fiind de tip common-rail.Un avantaj al acestor motoare este ca dezvolta cuplu maxim la turatii joase ceea ce duce la un consum de combustibil redus si bune capacitatii de tractiune.Puterea maxima variaza intre valoriile de 103 kW la modelul 4 si 154 kW la modelul 1.Momentul maxim variaza de la 465 Nm la o turatie maxima de 2700 rot/min si 800 Nm la 2200 rot/min la modelul 1. 1.6 Stabilirea tipului de autocamion ce se va proiecta In urma studiilor facute pe modelele similare alese si avand in vedere cerintele impuse prin tema pentru autocamionul ce urmeaza a fi proiectat am constatat ca modelele care consider ca indeplinesc condiitile pentru tema ar fi :Volvo FL 42R si MAN TGL 8150. In consecinta autocamionul de proiectat va fi echipat cu MAC,solutia clasica.Autocamionul va avea jante mari si pneuri care sa reziste la viteze si sarcini mari.Astfel el va fi echipat cu pneuri 240/70 R 17,5 ,in cazul Volvo si 215/75 R 17,5 pentru MAN,acestea asigurand stabilitatea necesara atat utilizarii la capacitatea de incarcare maxima cat si goala. Autocamionul trebuie sa fie echipat obligatoriu atat cu sisteme de siguranta active cat si pasive.Dintre cele active amintim ABS,ESP,ASR pentru a-i asigura autocamionului aderenta necesara in aproape orice conditii meterologice.

Capitolul 2Studiul organizarii generale si a formei constructive pentru automobilul impus temei

2.1 Predeterminarea principalilor parametri dimensionali si masici ai automobilului 2.1.1 Predeterminarea prinicipalilor parametri dimensionali exteriori Folosind formula pentru aflarea subintervalelor : [5] In cazul predeterminarii ampatamentului: = 502,1 mm

In urma metodei grafice,4 din cele 6 modele se afla in intervalul 3000-3500 mm.Astfel in urma calcului medie valorilor cunoscute:X== 3522.5 mmconsider ca pentru alegerea valorii ampatamentului,cea mai buna valoare nu este aceea medie,ci valoarea de 4100 mm,deoarece aduce un plus pentru spatiul dedicat volumului de marfa incarcat. In schimb pentru predeterminarea lungimii totale valoarea =687,58 mm.Astfel voi alege un interval de 690 mm.

Media valorilor cunocute:X==6625 mm Dintre cele 6 modele similare,50 % din ele se afla intervalul 6290-6980 mm,in acest interval aflandu-se si media valorilor.Astfel pentru proiectarea unei caroserii spatioase si pentru un volum de marfa cat mai mare,consider ca valoarea potrivita pentru lungimea totala sa fie 6630 mm.

In cazul predeterminarii latimii totale:=37,93 mm,iar 38 mm

Desi media este de 2238 mm,iar in intervalul in care sea fla aceasta valoare nu exista niciun model similar,pentru a oferi un plus de stabilitate,astfel incat autocamionul sa ofere o siguranta mai mare,voi alege valoarea de 2370 mm pentru a oferi un plus de spatiu la interior,chiar daca valoarea nu exista in intervalul modelelor similare. In continuare,pentru predeterminarea inaltimii medie voi afla media valorilor cunoscuteX==2823,3 mm

In cazul inaltimii totale,desi media valorilor este de 2823 mm,majoritatea modelelor se afla in primul interval,acestea fiind in numar de 3,iar la celalalt capat al intervalelor se afla 2 modele. In schimb pentru proiectarea autocamionului,avantajand atat coeficentul aerodinamic cat si spatiul interior o sa aleg valoarea de 3170 mm. In cazul ecartamentelor,pentru predeterminarea lor,le vom lua pe rand:In cazul ecartamentului fata:=58 mm si voi alege ca valoare 60 mm

Media valorilor fiinde de 1881,3 mm In cazul ecartamentului spate =55 mm,iar graficul subintervalelor este prezentat mai jos:

Media valorilor in cazul ecartamentului spate este de 1848,8 mm... Astfel in cazul celor 2 ecartamente voi alege urmatoarele valori,in ceea ce priveste pentru ecartamentul fata voi alege valoarea de 1790 mm,dimensiunea fiind suficenta pentru spatiul necesar motorului,sistemului de directie.Iar pentru ecartamentul spate dimensiunea va fi de 1780 mm,pentru a oferi o stabilitate mai buna.

2.1.2 Predeterminarea principalilor parametri masiciPentru determinarea masei proprie ne vom folosi de acelasi subintervale,ca si in cazurile de mai sus.Iar prin calcularea =1125 mm putem stabili subintervalele:

Media valoriilor in cazul masei proprii este de 5145 kg Astfel in vederea predeterminarii masei proprii,voi alege o valoare apropiata de media valoriilor si anume 5000 kg.In cazul masei totale nominala avem valoare pentru subinterval:=3350 kg

Media intervalelor X=8336,6 kg,astel ca majoritatea valorilor se gasesc in intervalul 6850-10200 kg,avand un numar de 4 modele.Pentru proiectarea autocamionului voi alege cea mai apropiata de media valorilor si anume 8000 kg.Iar pentru determinarea masei utile constructive,voi alege o valoare de 11500 kg,fiind aproximativ media celor doua valori extreme Xmax=12000 kg respectiv Xmin=10990 kg. In vederea masei raportate vom folosi formula: 2.1.3 Predeterminarea parametrilor dimensionali si masici ale principalelor componente ale autocamionului Pentru predeterminarea parametrilor masici ai principalelor subansambluri ale componentelor se stabilesc subansamblurile si se vor trece in tabel. TABEL 2.1 Reprezentarea ponderilor si maselor subansamblurilor autocamionuluiNr crtDenumire subansambluParticipatia masica aleasa[%]Masa calculata

[kg]

1Motor +transmisie16,8840

2Motor fara instalatia electrica12,8640

3Rezervor de combustibil1,470

4Sistem de evacuare1,365

5Ambreiaj150

6Schimbator de viteze4,4220

7Suspensie fata5,9295

8Suspensie spate6300

9Sisteme de directie0,840

10Roti fata * 22,8140

11Roti spate *45,6280

12Transmisie cardanica0,735

13Caroserie+usi+geamuri40,52025

Total1005000

Masa ponderilor au fost calculate cu formula : (2.1) Din tabel se observa ca principalele elemente ale unui autocamion care influenteaza cel mai mult masa acestuia sunt motorul impreuna cu transmisia si caroseria impreuna cu portierele. 2.2 Predeterminarea formei si a dimensiunilor spatiului util Dimensionarea spatiului util trebuie facuta cat mai corect avandu-se in vedere ca cei 2 pasageri si mai ales soferul,sa aiba acces cat mai usor la comenzile autocamionului,iar solicitarile la care sa fie supusi sa fie cat mai mici pentru a evita anumite boli profesionale.Foarte important pentru soferul autocamionului este ca vizibilitatea sa fie cat mai buna pentru a evita riscul unor accidente rutiere. Dimensiunile interioare ale autocamionului au ca obiectiv prezentarea urmatoarelor caracteristici dimensionale:-organizarea dimensiunilor postului de conducere-amplasara scaunelor pentru pasageri si dimensiunile acestora-dimensiunile volumui util-dimensiunile impuse de constructia si organizarea autocamionului Organizarea si dimensiunile postului de conducere,amplasarea scaunelor pentru sofer si pasager si dimensiunile acestora se stabilesc si se verifica cu ajutorul manechinului bidimensional. Manechinul bidimensional se executa la scara din folie de dural sau plastic acrilic si reprezinta conturul fizic al unui adult de sex masculin,consta din tors si segmentele picioarelor,asamblate cu articulatii prevazute cu scari pentru masurarea unghiurilor. Sunt folosite 3 manechine diferentiale prin lungimile segmentelor piciorului,Is pt gamba si It pentru coapsa,deoarece s-a constat ca dimensiunea torsului variaza nesemnificativ.Cele 3 manechine sunt simbolizate prin procentaje 10,50 si 90 %.Semnificatia acestui procentaj este urmt: pentru manechinele cu procentaj 90,inseamna ca dintr-un numar de adulti,90 % din ei au lungimile segmentelor Is si It mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzatoare acestei tipodimensiuni de manechinTabel 2.2 Dimensiunile tipodimenisunilor de manechine bidimensionalTipodimenisunea manechinului[%]105090

Is [mm]390417444

It [mm]408432456

Pozitia manechinului pe scaunul soferului este definita de dimensiunile a si b si unghiurile care definesc principalele articulatii. In figura 2.1 putem observa:-partea inclinata a podelei din fata soferului si a pasagerului din fata nu trebuie sa fie mai mica de 306 mm.Distanta dintre articulatia H si podea nu trebuie sa fie mai mica de 100 mm.Scaunul trebuie sa aiba un dispozitiv de reglare a pozitiei relative fata de parbriz si fata de comenzi.Verificarea pozitiei scaunului se va face in pozitia extrema spate si jos cu manechinul 90,apoi cu manechinul 50 si pozitia maxima fata si sus cu manechinul 10.

Figura 2.1 Manechinul bidimensional Insa din figura 2.2 putem observa unghiurile pozitiei pentru postul de conducere si voi alege valorile medii recomandate pentru unghiurile ,,,. Voi alege mijlocul fiecarui interval pentru ca pozitia pasagerilor sa fie cat mai confortabile,astfel:[20,30] => aleg =30 [60,110] => aleg =65 [80,170] => aleg =90 [75,130] => aleg =90 Distanta dintre punctul F si linia inferioara a acoperisului nu trebuie sa fie mai mica de 100-135 mm, la care se adauga 15-25 mm grosimea totala a acoperisului si 20-40 mm care tine cont de curbura transversal a acoperisului si de amplasarea laterala a scaunului. Dispunerea pasagerilor pe scaunele de langa sofer respecta recomandarile de mai sus cu verificarea suplimentara ca, intre piciorul pasagerului si bord sa existe necesar relaxari acestuia.

Figura 2.2 Manechin bidimensional amplasat la postul de conducere 2.2.1 Dimenisionarea spatiului util

Dimensiunile spatiului util sunt stabilite in functie de tipul si constructia autocamionului.Dintre dimensiunile care caracterizeaza aceste zone ale autocamionului se mentioneaza: - Marimea volumului util exprimat in dm3 sau in m3;- Dimensiunile volumului util: lungime x latime x inaltime exprimate in mm - Volumul si dimensiunile unor elemente constructive care optureaza volumul util ca de exemplu pasajele rotilor, locasul rotii de rezerva, etc. - Nivelul suprafetei utile fata de sol exprimate in mm; - Dimensiunile scarilor si a usilor de acces. Montarea unor air-bag-uri frontale sau laterale, tapisarea butucului volanului, a bordului si a parasolarelor, folosirea coloanei de directie telescopic si a unui volan usor deformabil in directie axiala, montarea parbrizului astfel incat la deformarea caroseriei geamul sa sara in afara. Comenzile luminilor de drum, avertizorul luminos, semnalizarii schimbarii directiei, luminilor de pozitie spate si laterale, avertizarii sonore, stergatorului si spalatorului de parbriz trebuie sa fie amplasate in zona de actionare a mainii conducatorului autocamionului. Din figura 2.3 putem observa punctul R,care defineste punctul de referinta al locului de asezare si reprezinta centrul articulatiei corpului si coapsei unui manechin.Punctul R este un punct stabilit constructiv de catre producator si indicat pentru fiecare scaun determinat in raport cu sistemele de referinta tridimensional.In ceea ce priveste postul de conducere,pentru determinarea corectitudinii dispunerii scaunului fata de comenzi,se aplica metoda recomandata de STAS 12613-88 si norma ISO 3958-77. Forma spatiului util este asa cum se poate observa de la modelele similare,o forma simpla de paralelipiped care permite incarcarea in mod simplu si eficent si o utilizare la maxim a spatiului disponibil. La acest volum se pot aduce modificari de exemplu,in plan longitudinal pentru a imbunatatii aerodinamica vehiculului.

Figura 2.3 Dimensiunile postului de conducere 2.3. Intocmirea schitei de organizare generala Dupa predeterminarea principalilor parametri dimensionali,masici precum si a formei si a dimensiunilor spatiului util voi intocmi schita cu care voi putea calcula ceilalti parametri

Fig 2.4 Schita de organizare generala 2.4 Determinarea pozitiei centrului de masa al autovehicululuiCoordonatele centrului de greutate sunt date de relatiile: si (2.2) [1]in care -masa subansamblului j in kg,iar si sunt coordonatele centrului de greutate al subansamblului.Pozitionarea cat mai precisa a centrului de greutate in plan longitudinal este necesara pentru determinarea sarcinilor pentru fiecare punte,permitand alegerea corecta a anvelopelor si proiectarea elementelor puntilor. Tabel 2.3 Determinarea centrului de greutate al autocamionului neincarcatNr crtSubansamblu [kg] [mm] [mm][mm * kg] [mm* kg]

1Caroserie+geamuri20252307149746716753031425

2Motor840-9121077-766080904680

3Ambreiaj50-627650-3135032500

4Rezervor70261260518284042350

5Schimbator de viteze220-6461153-142120253660

6Transmisie3521635137570517955

7Roata fata * 21400380053200

8Roata spate * 42841263801155280106400

9Conducator auto75-2151358-16125101850

10Suspensie fata295285748260169330

11Suspensie spate30041266201237800186000

12Sisteme de evacuare65498273132383047515

13Sisteme de directie40121398484015920

4435//67045554962785

1511,7371119,00451

Tabel 2.3.1 Determinarea pozitiei centrului de greutate al autocamionului incarcatNr crtSubansamblu [kg] [mm] [mm][mm * kg] [mm* kg]

1Caroserie+geamuri20252307149746716753031425

2Motor840-9121077-766080904680

3Ambreiaj50-627650-3135032500

4Rezervor70261260518284042350

5Schimbator de viteze220-6461153-142120253660

6Transmisie3521635137570517955

7Roata fata * 21400380053200

8Roata spate * 428041263801155280106400

9Conducator auto75-2151358-16125101850

10Suspensie fata295285748260169330

11Suspensie spate30041266201237800186000

12Sisteme de evacuare65498273132383047515

13Sisteme de directie40121398484015920

14Pasageri68-2151358-1462092344

15Masa utila7000312919132,2E+071,3E+07

11503//2,9E+071,8E+07

2485,6941603,59289

In urma celor 2 tabele si cu ajutorul formulelor,avem urmatoarele coordonate pentru autocamionul gol: =1512 mm In schimb pentru autocamionul incarcat:=2486 mm=1604 mm

Fig 2.5 Desenul de ansamblu cu cele doua centre de greutate al autocamionului(incarcat si neincarcat) 2.4.1 Determinarea incarcarilor la punti si verificarea stabilitatii longitudinale Pentru determinarea incarcarilor la punti se vor considera tot cazurile cand incarcarea autocamionului este nula si cand autocamionul este complet incarcat. In cazul autocamionului neincarcat: * [daN] * [daN] (2.3) [1]Respectiv * [daN] * [daN] (2.4) [1]

Avem 1512 mm a=2486 mm =A-=2588 mm b=A-a=1614 mm

* => *100

*=63,12 % => *=3156,09 daN *=36,87 % => *=1843,9 daNAstfel incarcarea la puntea fata este de: 3156,09 daNIncarcarea la puntea spate : In continuare vom calcula incarcarile in cazul in care autocamionul este incarcat si avem:a=2486 mmb=1604 mm=11500 daNAstfel rezulta: *100%=39,12 % *=4499,02 daN *100 %=60,63 % *=6972,92 daN 2.4.2 Determinarea solicitarii drumului

+2*=44,5 daN65 ,este folosit pentru autocamioane cu 3 punti 2.4.3. Verificarea capacitatii de trecere si a stabilitatii longitudinaleParametrii ce caracterizeaza capacitatea de trecere:-raza de trecere -unghiul de atac are valoarea -unghiul de degajare Valorile pentru unghiurile de atac si degajare au o valoare redusa care nu permite autocamionului sa abordeze o panta pronuntata daca acest lucru nu se face in mod progresiv. Acest dezavantaj constructive se justifica prin faptul ca autocamionul este destinat sa circule in general,pe drumuri modernizate si in stare foarte buna,in orase sau in periferia acestora,unde astfel de situatii se produc foarte rar. Unghiul de patinareIn afara parametrilor prezentati anterior,se calculeaza in continuare,parametrii specific ice defines capacitatea de trecere a autocamionului.=arctg(=arctg(=33,009 %,acestea fiind pentru autovehiculul incarcatIar in cazul autovehiculului neincarcat: =arctg()=59,7 %

2.5. Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora Pentru varianta optima aleasa a solutiei de organizare generala se allege tipul anvelopelor cu care va fi echipat autocamionul.In acest scop se pot folosi standarde si norme pentru pneuri si se determina ulterior,incarcarea maxima pe pneu. Incarcarea maxima a puntii spate este =6837 kg,din acest motiv,puntea motoare(spate) va fi jumelata cu 4 pneuri pe spate. ,j = 1,Np==1709,39 kg

=> =2221,9 kg/kg kg=1,00 pt autocamioane

kg Din standardele Michelin aleg o anvelopa cu urmatoarea caracteristica:-simbolizare 205/75 R 17,5 -latimea sectiunii =205 mm-diametrul exterior =+2*H=752 mm-raza libera =0,5* =376 mm-raza statica 1,04*=-raza rulare =*=0,93*376 mm=349,68 mm

2. Alegerea jantei In conformitate cu pneul ales,janta trebuie sa aiba o raza de 17,5 =444,5 mm.Jantele vor fi de tip 6J din aliaj de aluminiu.

Capitolul 3Studiul rezistentelor la inaintarea autocamionului de proiectat si a puterilor corespunzatoare,in diferite conditii de deplasare 3.1. Determinarea parametrilor necesari calculului rezistentelor la inaintare a) Determinarea coeficentului de rezistenta la rulare a pneuluiAvand in vedere ca viteza de deplasare a autocamionului nu este foarte mare,pentru a calcula coeficentul de rezistenta la rulare se va folosi expresia parabolica de forma : f=+=1,6110*=-1,0002*=2,9152*

Tabel 3.1 Variatia lui f in functie de VV[km/h]020406080100120

f[-]0,016110,0160,016180,016560,017180,0180,01918

Fig 3.1. Variatia lui f in functie de V

b)Determinarea ariei sectiunii transversal maxime a autocamionuluiAria sectiunii transversal se obtine prin relatia:

A = Cf (Ha - hb)*la + Npn*hb*Bu []Cf-ceoficent de forma : 0,89-pt autoturisme 1,00-pt autocamioane si autobuze

A=1*(3170-496 )*2370+4*276*205=6,5613 c) Determinarea coeficentului de rezistenta a aerului Valoarea coeficentului de rezistenta a aerului se alege pe baza unor valori experimental.Valoarea considerata pentru autocamion Cx=1,00 d) Determinarea randamentului transmisiei Pentru proiectare,in aceasta faza,se opereaza cu un randament considerat mediu al transmisiei.Pentru autocamion 4x2,valoarea este de 0.9

3.2 Determinarea rezistentelor la inaintare si a puterilor corespunzatoare,in functie de viteza de rulare

-Rezistenta la rulare: Rrul= f(V)*Ga*cosp -Rezistenta la panta: Rp = Ga*sinp -Rezistenta aerului: k=0,06125*Cx -Puterea corespunzatoare rezistentei: P=

Conditii de calcul:-deplasarea in palier(,fara vant-deplasarea in panta maxima(=7...9%),fara vantRrul= f(V)*Ga*cospRp = Ga*sinp =

Tabel 3.2.1 Determinarea rezistentelor si puterilor la inaintare =0V[km/h]020406080100120

F0,016110,0160,016180,016560,017180,0180,019108

Rrul [daN]80,5580,13380,881882,796885,877890,12595,53824

Ra [daN]012,3649,44111,24197,76309444,96

R [daN]80,5592,493130,322194,037283,638399,13540,4982

P [kW]05,138514,480232,339563,0306110,87180,1661

Prul[kW]04,45188,9868613,799519,08425,03531,84608

Pa [kW]00,68675,4933318,5443,946785,833148,32

Figura 3.2 Caracteristicile puterilor la inaintare pentru p=

Figura 3.3 Caracteristicile puterilor pentru p=

Tabel 3.2.2 Determinarea rezistentelor si puterilor pentru = 7 V[km/h]020406080100120

F0,016110,0160,016180,016560,017180,0180,019108

Rrul [daN]79,905679,49280,234782,134485,190889,40494,77393

Ra [daN]012,3649,44111,24197,76309444,96

R [daN]79,905691,852129,675193,374282,951398,4539,7339

P [kW]05,102914,408332,229162,878110,67179,9113

Prul[kW]04,41628,9149713,689118,931324,83431,59131

Pa [kW]00,68675,4933318,5443,946785,833148,32

Rp [daN]609609609609609609609

Pp [kW]033,83367,6667101,5135,333169,17203

Figura 3.4 Caracteristica rezistentelor la inaintare pentru p=

Figura 3.5 Caracteristicile puterilor la inaintare pentru p= Capitolul 4Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motoruluiAlegerea motorului pentru autocamionul impus prin tema

4.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcina totala a motorului din conditia de atingere a vitezei maxime la deplasarea automobilului in palier

Valoarea maxima a vitezei automobilului la deplasarea acestuia in treapta de viteza cea mai rapida,in palier,V max,impusa prin tema de proiect este de 120 km/h.Pentru a avea o anumita acoperire din punct de vedere al puterii,se poate admite ca atingerea vitezei maxime se obtine pe o foarte mica panta, rezultand in acest fel o putere maxima P max,ceva mai mare decat in palier(p= Bilantul de putere: +Pt V=V max => => =0 (4.1) [1] Relatia devine :*=*[f(V max)*] (4.2) Se determina :[f(V max)* cos+sin+ ] (4.3)

P=0,1 ] (4.4)178,41 kW Modelarea caracteristicii la sarcina totala:P=Pmax* (4.5) Dar pentru V=Vmax,motorul va avea turatia ,iar realatia (4.5) devine:)

Tipul motorului MAC

==0,87

==1,35

==1,23

=0,97

==0,98 Se adopta o valoare pentru marimea raportata: --> pentru MAC =0,9....1,0 Aleg valoarea 0,95

f(=*+-=1,012*0,95+0,97*-1,23*f()=0,78Pmax==228,73 kW

M=955,5* Tinand cont ca s-a ales =3600 rot/min si=>==1980 rot/minTuratia medie este : =2790 rot/min Tabel 4.1. Determinarea caracteristicii la sarcina totala

n[rpm]7001100150019002300270031003600

P[kW]48,2981,60758116,1718149,6771179,8079204,2487220,684226,4427

M[daNm]65,9158570,8873174,0014475,2718374,6984772,2813668,0205160,10167

n/np0,1944440,3055560,4166670,5277780,6388890,750,8611111

P/Pmax0,2111220,3567860,5078990,6543830,7861140,8929690,9648230,99

Figura 4.1.1 Determinarea caracteristicii la sarcina totala

P max=228,73 kWP=P max*[+*(-(]

4.2 Alegerea motorului si prezentarea caracteristicii sale la sarcina totala Pentru alegerea motorului ce va echipa autoturismul impus prin tema, se va utiliza metoda caracteristicilor relative la sarcina totala. Aceasta metoda presupune alegerea a cel putin doua motoare cu puterea maxima apropiata de cea calculata anterior si suprapunerea curbelor de variatie. In functie de pozitia relativa a curbelor obtinute se va alege motorul. Recomandarea prevede ca alegerea sa se faca astel incat curba motorului ales sa fie situata deasupra curbei motorului teoretic, astfel incat motorul ales sa aiba o rezerva de putere superioara. Se aleg motoarele de la Iveco Eurocargo 100 E cu 176 kW la 3000 cu interval de turatie [700;3000] rot/min si de la Man TGL cu 235 kW la 2800 rot/min cu interval de turatie [800;2800]

Tabel 4.1.1 Determinarea caracteristicii la Iveco Eurocargo

n[rpm]7001000130016001900220025003000

P[kW]48,5487373,4061198,71013123,0874145,1644163,5678176,9242184,239

M[daNm]66,2690270,1395472,5519473,5062473,0024271,0404967,6204458,68012

n/np0,2333330,3333330,4333330,5333330,6333330,7333330,8333331

P/Pmax0,2608740,3944440,5304140,6614040,7800340,8789240,9506940,99

Tabel 4.1.2 Determinarea caracteristicii la Man TGL

n[rpm]8001050130015501800205023002800

P[kW]78,65984107,5282136,2684163,6285188,3569209,2017224,9111235,917

M[daNm]93,9493597,85068100,1573100,869199,9861197,5083993,4359180,50668

n/np0,2857140,3750,4642860,5535710,6428570,7321430,8214291

P/Pmax0,3300870,451230,5718350,6866490,7904190,8778920,9438150,99

In urma curbelor caracteristice voi alege motorul teoretic

putere maxima 226 kw@2800rot/min cuplu maxim 75 daNm@1600rot/min min 700 rot/min max 3600 rot/min

Capitolul 5

Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale si al primei trepte a schimbatorului de viteze

5.1 Predeterminarea si definitivarea raportului de transmitere al transmisiei principale

Predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale (i0) se face din conditia ca automobilul sa atinga viteza maxima la deplasarea sa in treapta cea mai rapida a SV, care este, in general, treapta de priza directa (la SV cu trei arbori) sau treapta similara acesteia, cu raportul de transmitere apropiat de 1(la SV cu doi arbori).Se stie ca viteza variaza cu rapotrul de transmitere conform relatiei:

[km/h] (5.1)iar pentru viteza maxima relatia devine:

(5.2)Unde - rr este raza de rulare: 349 [mm] - i0 este raportul de transmitere al transmisiei principale - np turatia de putere: 3420 [rot/min] - raportul de turatie: 0.95 - isn raportul de transmisie in priza directa: = 1 - pentru SV cu 3 arbori - Vmax =120 km/hDin relatia (5.2) rezulta: i0 = 0,377*rr =0.377*0.349* (5.3)Deci i0 predet=3.56Cum valoarea rapotrului de transmitere este mai mica decat 7 atunci rezulta ca se va alege o transmisie principal cu o singura pereche de roti in angrenare.Pentru definitivarea raportului i0 se vor alege 3 variante de perechi de numere de dinti,pornind de la valoarea predeterminata si de la schema cinematic a transmisiei principale (fig. 5.1)Pentru transmisia principala simpla se alege Zp cu valoarea minima,care,insa ,este dependenta de raportul i0,predet. .In acest sens,pentru angrenajele conice se pot folosi recomandarile firmei Gleason,indicate in tabelul 5.1Tabelul 5.1 Numarul minim de dinti Zpi02,53456-7>7

zpmin15*12*9755

*se poate alege chiar 11

Figura 5.1 Schema cinematica a unei transmisii cinematice simple cu roti coniceunde: zp reprezinta numarul de dinti ai pinionului zc reprezinta numarul de dinti ai coroanei diferentialuluiAstfel: pentru i0 =3.56 alegem Zp = 12. Zc=i0*Zp => Zc=42.72 dinti (5.5) Se rotunjeste Zc=43 de dinti

Astfel i01,ef = => i01,ef = 3.58 (5.6) Eroarea relativa a valorii efective fata de cea predeterminata este in cazul acesta: (5.7)

Pentru definitivarea raportului transmisiei principale, consideram inca doua variante de numar de dinti: i02,ef = = 3.41 (5.8)Eroarea relativa a valorii efective fata de cea predeterminata este in cazul acesta: (5.9) respectiv i03,ef = =3.5 (5.10)Eroarea relativa a valorii efective fata de cea predeterminata este in cazul acesta: (5.11)Pentru cele 3 cazuri am ales Zc1=43 de dinti, Zc2=41 de dinti, Zc3=42 de dinti, iar valoarea numarul de dinti ai pinionului de atac a ramas acelasi Zp = 12. La stabilirea numarului de dinti al coroanei la fiecare dintre cele 3 variante s-a tinut cont de cateva reguli, printre care cea mai importanta este ca acesta sa nu aiba divizori comuni cu numarul de dinti ai pinionului pentru a se evita interferenta. Se observa ca erorile relative fata de valoarea predeterminata sunt foarte mici,incepand de la 0.56% pana la valoarea maxima de 4.21%.In tabelul 5.2 se prezinta valorile puterilor la roata pentru viteze corespunzatoare unor turatii ale motorului de pana la 3420 rot/min, calculate cu formula:

(5.12) Viteza autovehiculului corespunzatoare unei anumite turatii a motorului, pentru un anumit raport al transmisiei principale si avand cuplata treapta de priza directa, se calculeaza cu relatia:

(5.13) Cu ajutorul acestor relatii s-a completat tabelul 5.2 si s-a trasat apoi figura 5.2 curbele puterilor la roata corespunzatoare fiecarui raport de transmitere efectiv si pentru raportul predeterminat. Pe aceeasi diagrama s-a suprapus curba puterii rezistente totale la deplasarea autovehiculului in palier (in cazul cand viteza vantului este 0).

Tabelul 5.2 Valorile puterilor la roata in functie de viteza, pentru diferite valori ale rapoartelor de transmiterePr [kW]5789,7122,37155187220,2252,8279

V (i01) [km/h]25,7240,4255,1269,8284,5399,23113,9125,6

V (i02) [km/h]27,0042,442957,876673,31088,744104,1119,611131,958

V (i03) [km/h]26,3141,3556,3971,4386,46101,5116,54128,57

Figura 5.2 Curbele puterilor la roata corespunzatoare fiecarui raport de transmitere si curba puterilor rezistente

Din calcul reiese ca puterea maxima ce poate fi furnizata la roata este de 279 kW datorita randamentului transmisiei de 0.95. Dupa cum reiese si din figura 5.2 si din tabelul 5.2 niciun raport de transmitere pentru transmisia principala nu face ca motorul sa atinga viteza maxima constructiva dupa puterea maxima, deci niciun raport nu suprasolicita motorul. Se alege raportul de transmitere cel mai mic, adica deoarece puterea folosita pentru atingerea vitezei maxime este cea mai mica.

5.2 Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze

Raportul de transmitere al primei trepte se determina distinct din urmatoarele conditii: invingerea pantei maxime impusa prin tema; deplasarea in palier, pe drum modernizat, cu o viteza minima stabilita; solicitarea ambreiajului la cuplare, la pornirea de loc

5.2.1 Determinarea lui din conditia de panta maxima impusa prin tema

Pentru determinarea acestui raport, se scrie bilantul de tractiune in cazul pantei maxime, aceasta trebuind fi urcata cu viteza constanta redusa.Din bilantul de tractiune se obtine: (5.14)in care rezistenta specifica maxima a drumului se calculeaza cu relatia:

(5.15)deci

atuncii

5.2.2 Determinarea lui din conditia de viteza minima stabilitaAcest criteriu presupune determinarea unui raport suficient de mare al primei trepte a schimbatorului de viteze pentru a fi posibila deplasarea autovehiculului cu o viteza minima aleasa ( Vmin=10 km/h) constanta, pe un drum mondernizat, in palier. Pentru aceasta se foloseste relatia:

(5.16)

Se considera turatia minima nmin=0,2np=720 rot/min si, calculandu-se, se obtine:

5.2.3 Determinarea lui dupa criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreajului, la pornirea de pe loc

Solicitarile ambreiajului cele mai puternice se produc la cuplarea sa, la pornirea de pe loc. Luand in considerare lucrul mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului, la pornirea de pe loc, in cazul deplasarii pe un drum in palier, de efectul valorii turatii initiale a motorului, n0, si de marimea puterii specifice, Psp, se obtine urmatoarea expresie de calcul a valorii raportului primei trepte: (5.18)unde: n0=0,75np=2700 rot/min; ka=0,72 pentru motoarele Diesel; =525 pentru autocamioaneInlocuind, se obtine:

Se observa ca valoarea cea mai mare este pentru fiind cea care se va folosi in continuare si care va fi luata in calcul si la construirea schimbatorului de viteze, deoarece aceasta permite si urcarea pantei maxime impusa in tema (va fi urcata o panta chiar mai mare).

Capitolul 6Studiul tehnic al solutiilor constructive posibile pentru ambreiaj si alegerea variantei ce se va proiecta6.1 Prezentarea solutiilor constructive de ambreiaj Ambreiajul este un cuplaj (leag capetele a doi arbori dispui unul in prelungirea celuilalt, fr sau cu abateri de la coaxialitate) intermitent (asigur cuplarea i decuplarea arborilor fr demontarea sau remontarea cuplajului) comandat (decuplarea sau cuplarea se fac ca urmare a unei comenzi) normal cuplat (in stare normala este in situaia cuplat). Pe autovehicule se ntlnete si sub form de cuplaj intermitent automat , adic cuplarea sau decuplarea au loc automat in funcie, cel mai adesea, de turaia motorului cu ardere intern. Pe automobil ambreiajul se ntlnete in trei variante funcionale: in transmisie, intercalat ntre motor si schimbtorul de viteze, pentru transmiterea momentului motor; ca organ de cuplare si decuplare a treptelor de vitez in transmisiile automate; cuplaj de sigurana pentru limitarea valorii maxime a momentului de torsiune. Folosirea ambreiajului in transmisia automobilului este impus de folosirea motoarelor cu ardere interna care nu pot porni sub sarcina. Pentru pornire este necesara ntreruperea legturii dintre motor si restul transmisiei prin decuplarea ambreiajului, cuplarea schimbtorului de vitez in prima treapta si apoi cuplarea progresiva a ambreiajului simultan cu acionarea uoar a acceleraiei. Condiiile impuse ambreiajului:

Decuplarea ambreiajului trebuie sa fie complet, rapid si sa necesite din partea conductorului auto eforturi reduse, pentru o cursa la pedal limitat.Dac decuplarea ambreiajului nu este complet, au loc urmtoarele fenomene: schimbarea treptelor de vitez se face cu ocuri si zgomote, deoarece rotile dinate sunt sub sarcin parial, efectul fiind uzura dinilor i a roilor dinate sau a cuplajelor din schimbtorul de viteze; dac schimbtorul este cuplat si motorul funcioneaz, ambreiajul patineaz, componentele sale se nclzesc, garniturile de frecare se uzeaz sau chiar se ard; eforturi reduse pentru acionarea pedalei ambreiajului in condiiile unei curse limitate a acesteia se realizeaz prin proiectarea corespunztoare a sistemului de acionare.

Cuplarea ambreiajului trebuie sa fie progresiva si perfecta (fara patinare in timpul rulrii). Dac cuplarea ambreiajului se face brusc, apar smucituri ndeosebi la pornirea de pe loc a automobilului, dar si dup schimbarea treptelor de vitez, care conduc la accentuarea uzurii automobilului si la reducerea confortului. Patinarea ambreiajului conduce la efectele prezentate mai sus. Ambreiajul trebuie sa transmit momentul motor maxim chiar si in cazul cnd garniturile de frecare sunt uzate la limita admisibila. De asemenea trebuie sa aib sigurana ridicat in funcionare, rezisten la uzur si o durat de serviciu ct mai mare. Se poate afirma c ambreiajul este cel mai solicitat organ al transmisiei automobilului (parcurgerea in trafic urban aglomerat a unei distante de 10km implic acionarea pedalei ambreiajului de zeci de ori). Pentru automobilele moderne obinuite fiabilitatea ambreiajului trebuie sa fie aceeai cu a schimbtorului de viteze de exemplu, adic sa funcioneze fr reparaii (numai executarea operaiilor de ntreinere prescrise) pe toata durata de via normal a automobilului.Alte condiii generale impuse ambreiajului sunt:

moment de inerie si mas proprie cat mai reduse; dimensiuni de gabarit limitate (diametrul exterior maxim al garniturilor de frecare este limitat la 430 mm); parametrii de baza sa varieze cat mai puin n timpul exploatrii si sa fie prevzut cu dispozitive pentru reglare; s fie echilibrat dinamic; s fie uor de ntreinut sau dac e posibil sa nu necesite operaii de ntreinere; -s aib o construcie simpl si un pre de cost ct mai sczut.

Ambreiajele utilizate la automobile se clasifica , dupa principiul de functionare, in: ambreiaje mecanice (cu frictiune) ambreiaje hidrodinamice (hidroambreiaje) ambreiaje electromagnetice ambreiaje combinate Cele mai raspandite ambreiaje la tipul automobilului de proiectat sunt ambreiajele mecanice cu frictiune.Aceste ambreiaje au mai multe solutii constructive, acesea fiind impartite in:

Fig.6.1 Abreiaj monodisc simplu cu arcuri periferice

Fig. 6.3 Ambreiaj monodisc Fig. 6.4 Ambreiaj bidisc cu arcuri perifericesimplu cu arc central

Fig. 6.5 Ambreiaj hidraulic. 1 - Pompa centrifuga; 2 turbina; 3 carcasa; 4 arborele cotit al motorului; 5 - arborele primar al cutiei de viteze; 6 supapa de evacuare; 7 rezervor; 8 pompa de alimentare; 9 supapa de siguranta; 10 radiator; 11 supapa de admisie a lichidului in ambreiaj.

Fig. 6.6 Ambreiaj bidisc cu arcuri centrale

6.2 Analiza solutiilor constructive pentru partea conducatoare

Partea conducatoare a unui ambreiaj este formata din: volant , carcasa , arc de presiune, placa de presiune. Nu se opteaza pentru un volant dual mass din cauza costurilor. 6.2.1 Constructia discului de presiune Discul de presiune este un subansamblu parte a ambreiajului care are rolul de a aplica presiune pe discul de ambreiaj in scopul transmiterii momentului motor catre sistemul de transmisie. Prin cuplarea sau decuplarea discului de presiune se intrerupe legatura dintre motor si sistemul de transmisie. Discul de presiune este confectionata din fonta sau otel si se afla in acelasi regim de miscare cu volantul, avand in plus fata de acesta posibilitatea de deplasare axiala, fasa de volant, miscare necesara cuplarii sau decuplarii ambreiajului, precum si pentru compensarea uzurilor care apar la discul de frictiune.Discurile de presiune sunt solidare la rotatie cu volantul motorului si trebuie sa aiba posibilitatea, ca in momentui decuplarii sau cuplarii ambreiajului, sa se depla-seze axial. Solidarizarea la rotatie a discului de presiune cu volantul se poate realiza in mai multe feluri.In figura ( 6.7, a ), se prezinta una dintre solutiile de solidarizare ia rotatie a discului de presiune 1 cu volantul, la ambreiajele monodisc. Aceasta solidarizare se realizeaza prin intermediul umerilor 2 ale discului care intra in ferestrele 3 ale carcasei ambreiajului ce este fixata de volant. In cazul solutiei din fig ( 6.7, b), utilizata tot la ambreiajele monodisc, solidarizarea discului de presiune 2 de volantul 3 se face prin stifturile 1, montate pe carcasa ambreiajului 4. In figura ( 6.7, c ) si d se prezinta solidarizarea discurilor de presiune cu volantul motorului in cazul ambreiajelor bidisc. in figura ( 6.7, c ) atat discul de presiune interior 3 cat si discul de presiune exterior 4 sunt solidare la rotatie cu volantul 2 prin intermediul prezoanelor 1 insurubate in volant. In cazul prezentat in figura ( 6.7, d )solidarizarea discului de presiune interior 4 se realizeaza prin stifturile 1, iar a discul de presiune exterior 2 prin intermediul bosajelor 5 care patrund in proeminentele 3 aie carcasei ambreiajului.Trebuie subliniat ca sunt utilizate si alte solutii constructive de solidarizare a discului de presiune cu volantul. Pentru centrarea arcurilor de presiune 1 pe discul de presiune 4 se prevad bosajele de ghidare (fig. 6.7, a) sau gulerele 3 (fig. 6.7, b). Pentru protejarea arcurilor de presiune impotriva incalzirii excesive, intre ele si discul de presiune se instaleaza, de obicei, garniturile termoizolante 5, executate de regula, din acelasi material ca si garniturile de frecare ale discului condus. Pentru inmagazinarea unei mai mari cantitati de caldura, care se degaja in timpul patinarii ambreiajului, discul de presiune se construieste masiv.

Fig. 6.7 Solidarizarea discurilor de presiune cu volantul motorului. Pentru a crea o circulatie mai intensa a aerului (spre a usura degajarea de caldura In mediul exterior) unele discuri de presiune sint prevazute cu nervuri speciale. Discurile de presiune se executa din fonta cenusie cu duritatea de 170,.. 230 HB. In cazuri mai rare se intalnesc si discuri din fonta aliata cu Cr, Ni si Mo (procentul total de aliere pina la 2%). 6.2.2 Constructia carcasei ambreiajului

Carcasa ambreiajului este fixata de volantul motorului cu ajutorul unor suruburi, iar centrarea se realizeaza prin intermediul unor stifturi sau printr-un umar. Ea serveste ca reazem pentru arcurile de presiune, pirghiiie de debreiere, elemente de solidarizare ale discului de presiune cu volantul etc. In partea centrala este prevazuta cu o deschizatura prin care trece arborele ambreiajului cu mansonul de decuplare (fig. 6.8). Pentru asigurarea unei raciri bune a ambreiajului, in carcasa se prevad niste ferestre. Carcasa ambreiajuiui se executa, in general, din tabla de otel cu continut redus de carbon, prin presare. In unele cazuri, ea poate fi obtinuta prin turnare din otel sau din fonta. Carterul ambreiajului poate fi executat impreuna cu carterul schimbatorului de viteze sau separat. El se executa, in general, prin turnare din fonta, dintr-o singura bucata sau din doua bucati. Se intilneste si solutia cand numai partea superioara a carterului este turnata din fonta iar cea inferioara se obtine prin stantare din tabla de otel.

Fig. 6.8 Carcasa ambreiajului 6.2.3 Constructia arcului de presiune

Ambreiajele mecanice intalnite in constructia de autoturisme sunt ambreiaje cu arcuri.Schemele de organizare constructiva a acestor ambreiaje sunt prezentate in fig.6.9. Partea conducatoare, legata de arborele cotit 1 al motorului, cuprinde volantul 2, de care semonteaza, prin suruburile 3, carcasa 4 a mecanismului ambreiaj. Solidar in rotatie cu carcasa 4, avand insa fata de aceasta mobilitate relativa de translatie, se gaseste discul de presiune 5.Pentru realizarea fortei necesare mentinerii starii cuplate a ambreiajului, intre carcasa 4 si discul de presiune 5 sunt montate precomprimate, arcurile periferice 7 (fig. 6.9,a), respectivarcul central diafragma 9. Arcurile periferice (poz. 7, fig.6.9,a), dispuse echidistant pe periferia discului depresiune, sunt arcuri elicoidale din sarma trasa cu caracteristica liniara.Starile de functionare ale ambreiajului sunt determinate prin modificarea sagetii elastice a arcurilor. Pentru aceasta, ambreiajul este prevazut cu parghiile de decuplare 6. La ambreiajul cu arc central diafragma (fig. 6.9,b), rolul arcurilor de presiune si al parghiilor de decuplare este indeplinit de un disc subtire din otel, (poz. 9), de forma tronconica, avand o serie de brate elastice formate din taieturi radiale. In mecanismul ambreiaj prezentat, arcul se sprijina, prin cercul bazei mari pe discul de presiune 5 si, prinreazemul 8 din zona mediana, de carcasa 4. Situarea arcului in diferite pozitii in caracteristica elastica, corespunzatoare starilor de functionare, se obtine prin modificarea inaltimii trunchiului de con la actionarea cu o forta deformatoare asupra cercului bazei mici. Partea condusa este reprezentata prin ansamblul discului condus 10, montat princaneluri pe arborele 11, care, in majoritatea cazurilor, este arborele primar al cutiei de viteze.Partea de comanda este reprezentata prin parghia 13 si prin mansonul de decuplare 12.In stare normala, ambreiajul este cuplat. Starea normal cuplata este efectul arcurilor depresiune 7 (fig.6.9.a), respectiv al arcului diafragma 9 (fig.6.9.b), care, montate precomprimatintre carcasa 4 si discul de presiune 5, in tendinta de destindere, vor realiza strangereadiscului condus intre volant si discul de presiune.

Fig. 6.9 Schemele de organizare constructiva a ambreiajelor mecanice cu arcuri: a-ambreiajul cu arcuri periferice; b - ambreiajul cu arc central diafragma La ambreiajele cu arc central diafragma, in functie de sensul de actionare al fortei dedecuplare, se disting doua tipuri: ambreiajul cu arc diafragma decuplabil prin comprimare,numit si ambreiaj de tip apasat si ambreiajul cu arc diafragma decuplabil prin tractiune, numitsi ambreiaj de tip tras. Constructia ambreiajului cu arc diafragma de tip apasat (fig.6.10.a) utilizat la majoritatea autoturismelor de talie mica si medie, precum si a autoutilitarelor usoare, cuprinde in partea conducatoare: volantul 1 al motorului, carcasa ambreiajului 2 discul de presiune 3 si arcul diafragma 4, montat precomprimat in carcasa. Solidarizarea inrotatie dintre discul de presiune 3 si carcasa 2 se face prin intermediul lamelelor elasticemultiple 5, care permit si translatiile relative dintre disc si carcasa necesare decuplarii sicompensarii uzurilor. In stare cuplata, starea normala a ambreiajului (pozitia C deasupra axei de simetrie fig. 6.10.a), arcul diafragma 4, precomprimat intre discul de presiune si carcasa, apasa prindiametrul bazei mari asupra discului de presiune, exercitand astfel forta de apasare necesaramentinerii ambreiajului in stare cuplata. Fata de carcasa 2, arcul se sprijina prin intermediulproeminentei circulare a ambutisata pe carcasa. Pentru decuplare (pozitia D sub axa desimetrie fig. 6.10.a), prin apasarea pedalei 6 este determinata rotirea parghiei de debreiere 7,ce este articulata fata de carterul ambreiajului; mansonul de decuplare 8 se deplaseaza axialspre stanga, actioneaza arcul diafragma in zona cercului bazei mici si se roteste in raport cuarticulatia de pe carcasa.

Fig. 6.10 Tipuri constructive de ambreiaje cu arcuri diafragma a) ambreiaj cu arc arc diafragma apasat; b) ambreiaj cu arc arc diafragma tras Ca urmare a rotirii arcului in sens orar, rezemat pe coroana inelara b fixata pecarcasa 4, inceteaza actiunea de apasare asupra discului de presiune si, prin lamele multiple 5,cu rol de arcuri readucatoare, discul de presiune 3 se retrage spre carcasa, realizandu-se astfeldecuplarea ambreiajului prin desfacerea legaturii cu frecare dintre discul condus 9 sisuprafetele conducatore de frecare ale volantului 1 si discului de presiune 3. Constructia ambreiajelor cu arc diafragma de tip tras (fig.6.10.b) difera de ceaprezentata prin modul de montare al arcului diafragma 1 precomprimat intre carcasa 2 sidiscul de presiune 3 prin rezemarea de carcasa prin cercul bazei mari. Starea decuplata seobtine prin deplasarea mansonului de decuplare 4 in sensul sagetii, respectiv prin departarea mansonului de volantul motorului. 6.3 Analiza solutiilor constructive pentru partea condusa Partea condusa a ambreiajului este formata din: disc condus si arborele ambreiajului 6.3.1 Constructia discului condus In figura 6.11 se prezinta partile componente ale discului condus cu element elastic suplimentar si amortizor pentru oscilatule de torsiune. La aceste discuri legatura dintre discul propriu-zis 5 si butucul 4 se realizeaza prin intermediul unui element elastic suplimentar compus din mai multe arcuri elicoidale 2. Pentru amortizarea oscilatiilor de torsiune intre discul auxiliar 1 si discul 5 (solidarizate cu niturile de distantare 6) si flansa butucului 4, se introduc saibele 3 din material avand coeficientul de frecare mare. Dupa cum s-a aratat, pentru reducerea solicitarilor transmisiei la schimbarea treptelor schimbatorului de viteze, este necesar ca momentul de inertie al discului condus sa fie cat mai mic posibil. Reducerea momentului de inertie al discului condus se poate obtine prin micsorarea dimensiunilor sale. Trebuie insa subliniat ca micsorarea dimensiumlor discului condus nu este intotdeauna posibila, deoarece ele se determma din conditia transmiterii de catre ambreiaj a unui anumit moment. Prin micsorarea dimensiunilor discului, respectiv a garniturilor de frecare, este necesar ca in acelasi timp sa se mareasca numarul suprafetelor de frecare pentru ca ambreiajul sa poata transmite acelasi moment. Pentru reducerea greutatii discului condus se utilizeaza solutia prezentata in figura 6.11. in acest caz discul propriu-zis are diametrul exterior mai redus si nu este prevazut cu taieturi radiale. La exteriorul discului se gasesc fixate prin nituri un numar de arcuri lamelare ondulate de care se fixeaza garniturile de frecare.

Fig. 6.11 Constructie discului condus cu element elastic suplimentar si amortizor pentru oscilatiile de torsiune Garniturile de frecare trebuie sa aiba un coeficient de frecare ridicat, o rezistenta mare la uzura, stabilitate la temperaturi inalte, proprietati mecanice ridicate etc. In general garniturile de frecare se obtin dintr-un material de baza, elementul de adaos si un liant. Materialul de baza este azbestul care are o mare stabilitate termica si chimica. Elementul de adaos poate fi sub forma de pulberi, aschii sau sarma si se obtine din plumb, zinc, cupru sau alama. Fiecare din aceste elemente influenteaza anumite proprietati ale garniturii; astfel zincul joaca rolul de stabilizator al coeficientului de frecare, plumbul reduce posibilitatea aparitiei unor zgirieturi pe suprafetele discului de presiune si volantului etc. Liantii influenteaza coeficientul de frecare, rezisteata la uzura si proprietatile mecanice ale garniturilor de frecare. Ca lianti se utilizeaza rasinile sintetice, bachelita etc. Garniturile de frecare pe baza de azfaest sunt de doua tipuri si anume: sub forma de tesatura de azbest si fire metalice (sarma de alama si mai rar de zinc) impregnata cu un liant, format dintr-o rasina sintetica si tratata termic sub presiune; sub forma de amestec din fire scurte de azbest si adaos de metal, impregnat cu o rasina sintetica si tratat termic. Garniturile de frecare pe baza de azbest au un coeficient de frecare fx=0,25 .. .0,40 si rezista pana la o temperatura de 200C fara sa-si schimbe caracteristicile. In practica garniturile de frecare pe baza de azbest se intalnesc sub denumirea de ferodo, asbestos, anabest etc. In cazurile in care temperatura garniturilor de frecare atinge intr-un timp scurt valori ridicate (cca 500 700C in citeva secunde) se utilizeaza garniturile de frecare metalo-ceramice care sunt executate din pulberi metalice prin sinterizare. Aceste garnituri au un coeficient de frecare fx= 0,4-0,45 si o rezistenta la uzura mai mare decat cele pe baza de azbest, iar conductibilitatea termica este mai ridicata. Pe langa aceste avantaje, garniturile de frecare metalo-ceramice prezinta si unele dezavantaje: sunt mai fragile, greutatea discului condus echipat cu asemenea garnituri este mai mare, uzura suprafetelor de frecare a volantului si a discului de presiune este mai mare. Din cercetarile efectuate, s-a constatat ca starea suprafetelor de frecare are o mare influenta asupra coeficientului de frecare. Astfel, daca suprafata de frecare este putin unsa, coeficientul de frecare se reduce la jumatate in comparatie cu suprafata curata. Pentru a preveni garniturile de frecare impotriva unei incalziri exagerate, ele se prevad cu niste sentulete (v. fig. 6.11 ) prin care, la rotirea ambreiajului, circula aer care contribuie la racirea suprafetelor de frecare. Fixarea garniturilor de frecare pe disc se face cu ajutorul niturilor sau prin lipire cu cleiuri speciale. In prezent cea mai raspindita este fixarea prin nituri deoarece garniturile uzate se inlocuiesc usor si in acelasi timp ofera siguranta in functionare. Niturile pentru fixarea garniturilor de frecare sunt de tipul cu cap inecat si se executa din otel moale, cupru sau aluminiu. Cele mai utilizate sunt niturile sub forma tubulara din teava de cupru sau aluminiu. Niturile se executa dintr-un metal moale pentru a preveni deteriorarea suprafetelor de frecare ale volantului si discului de presiune la uzura excesiva a garniturilor de frecare. Diametrul niturilor este de obicei 4 ... 8 mm. Fixarea garniturilor prin lipire elimina orificiile pentru nituri, marind in felul acesta suprafata de frecare si in acelasi timp permite o mai buna utilizare a grosimii garniturii. in schimb aceasta metoda de fixare nu permite utilizarea arcurilor plate si in consecinta elasticitatea axiala a discului scade. Cuplarea si decuplarea ambreiajului se realizeaza cu ajutorul mecanismului de actionare. 6.4 Analiza solutiilor constructive pentru sistemul de actionare

Conditiile pe care trebuie sa le indeplineasca mecanismele de actionare sunt urmatoarele: sa asigure o cuplare perfecta, sa permita o decuplare completa si rapida, forta necesara decuplarii sa aiba valori cat mai reduse (sa nu depaseasca 1525 daN la o cursa a pedalei de 150... 180 mm), sa permita reglarea usoara, sa ofere siguranta in funetionare. Dupa principiul de functionare, mecanismele de actionare pot fi neautomate si automate.Mecanismele de actionare neautomate sunt puse in functiune de catre conducatorul automobilului. La randul lor mecanismele neautomate pot fi mecanice sau hidranlice. In scopul usurarii comenzii ambreiajului, la unele automobile se utilizeaza mecanisme de actionare neautomate prevazute cu un servomecanism.Unele automobile sunt prevazute cu ambreiaje cu mecanisme de actionare automate, care contribuie in mare masura la usurarea conducerii lor. 6.4.1 Mecanismul de actionare mecanic

In cazul mecanismului de actionare mecanic, forta de la pedala se transmite la rulmentul de presiune prin intermediul unor parghii si tije, in figura 6.12 se prezinta diverse solutii constructive de mecanisme de actionare mecanice. La unele autoturisme prevazute cu ambreiaj cu actionare mecanica, forta de la pedala la furca rulmentului de presiune se transmite prin intermediul unui cablu de otel montat intr-un tub flexibil (fig. 6.13).

Fig. 6.12 Tipuri constructive de mecanisme de actionare mecanice 1-pedala; 2-tija; 3-furca rulment de presiune; 4-rulment de presiune; 5-parghie de debreiere

Fig. 6.13 Mecanismul de actionare mecanic cu cablu: a - partile componente, b reglarea cursei pedalei

6.4.2 Mecanismul de actionare hidraulic

Mecanismul de actionare hidraulic este utilizat la foarte multe automobile moderne, deoarece, fata de mecanismul de actionare mecanic, prezinta avantajele: limiteaza viteza de deplasare a discului de presiune la cuplarea ambreiajului si prin aceasta incarcarile transmisiei care apar la cuplarea brusca, randament mai ridicat deoarece nu contine asa de multe articulatii, posibilitatea dispunerii in locul dorit fara complicatii constructive. Mecanismul de actionare hidraulic este indicat sa se utilizeze mai ales in cazul In care pedala este dispusa departe de ambreiajul propriu-zis. In figura 6.14 se prezinta mecanismul de actionare hidraulic al ambreiajului.

Fig. 6.14 La apasarea pedalei 8, in cilindrul 2 al pompei centrale, in care se gaseste lichid de frana, se deplaseaa un piston. Din cilindrul principal, prin intermediul conductei 1, lichidul e trimis in pompa receptoare 10 in care se deplaseaza un piston ce actioneaza prin tija 9 furca 6, producand decluparea ambreiajului. Furca se sprijina la partea centrala in suportul sferic 5.

Fig. 6.15 Constructia pompei centrale 1- inel de etansare; 2 - piston; 3 lamela; 4 garnitura de etansare; 5- cillindru; 6 - arc; 7 armatura garnitura; 8 si 19 orificiu de comunicare dinre rezervor si cilindru; 9 inel opritor; 10 capac; 11 filtru; 12 rezervor; 13 racord; 14 pedala; 15 tija piston; 16 manson protector; 17 saiba opritoare; 18 inel de sigurantaLa eliberarea pedalei, arcurile 3, 4 si 7 readuc mecanismul in pozitia initiala. Pompa centrala este fixata prin suruburi, pe peretele din fata al caroseriei. Pompa receptoare este fixata cu suruburi de carterul ambreiajului. In cazul ambreiajului cu mecanism de actionare hidraulic, cursa libera a pedalei se datoreaza: jocului dintre tija si pistonul cilindrului principal, si jocului dintre rulmentul de presiune si capetele interioare ale parghiilor de debreiere. In figura 6.14 se prezinta constructia pompei centrale a mecanismului de actionare hidraulic.Constructia pompei receptoare este prezentata in figura 6.16.

Fig. 6.15 Constructia pompei receptoare 1 - capac protector; 2 - ventil pentru scos aerul; 3 - trja piston; 4 - inel opritor; 5 - manson protector; 6 - contrapiulita; 7 - tija filetata; 8 - furca ambreiaj; 9 -cilindru receptor; 10 - piston, 12 - garnitura de etansare; 12 - arc de readucere.

6.5 Alegerea si prezentarea solutiei constructive

In urma solutiilor constructive prezentate anterior, pentru autoturismul proiectat vom adopta un ambreiaj monodisc uscat cu sistem de actionare hidraulic pentru ca are gabarit redus, lucru esential in constructia unui autovehicul, este ieftin iar toate modelele similare sunt dotate cu acelasi tip de amberiaj.

Capitolul 7Calculul de dimensionare si de verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului7.1 Determinarea momentului de calcul Ambreiajul trebuie sa transmita cuplul maxim al motorului. Parametrul critic al ambreiajului cu frecare este diametrul exterior al discului condus. Capacitatea de transmitere a unui ambreiaj este (momentul de calcul):

(7.1)unde valoarea coeficientului se alege in functie de tipul, destinatia automobilului si particularitatile ambreiajului. Daca valoarea coeficientului este mare atunci ambreiajul prezinta avantaje, cum ar fi: nu apare pericolul patinarii in cazul uzurii garniturilor de frecare, se micsoreaza lucrul mecanic de patinare, se mareste durata de functioanre a ambreiajului, dar apar si dezavantaje cum ar fi :se mareste forta la pedala mecanismului de actionare, manevrarea devine mai greoaie, cresc suprasarcinile in transmisie. Daca se alege un coeficient prea mic se mareste tendinta de patinare a ambreiajului de unde rezulta cresterea uzurii garniturilor de frecare. Tinand cont de cele prezentate mai inainte, pentru valorile coeficientului de siguranta at ambreiajului se recomanda valorile: =1,3..1,75 pentru autoturisme cu capacitate normala de trecere; =2,0..2,5 pentru autoturisme cu capacitate marita de trecere; =3,0..4,0 pentru autoturisme de competitii sportive; =1,6..2,0 pentru autocamioane si autobuze obisnuit =2,0..3,0 pentru autocamioane cu remorca sau autobuze urbane.

Am ales =3, pentru ca autovehicului de proiectat poate duce sarcini mai mari deci pot aparea patinari daca este prea mic.

7.2 Dimensionarea garniturilor de frecare

Garniturile de frecare sunt componente ale discului condus prin intermediul crora se stabilete, prin fore de frecare, legtura de cuplare a ambreiajului. Momentul capabil al ambreiajului este momentul forelor de frecare, dat de relaia:=i*F** (7.2)

i = 2*n este numarul suprafetelor de frecare; n - numarul discurilor conduse ale ambreiajului; Rm raza medie a suprafetei de frecare; Re si Ri razele exteriara si interioara ale suprafetelor inelare de frecare; coeficientul de frecare dintre suprafetele discurilor; F forta normala de apasare; Pentru forta normala de apasare,data de relatia (7.2), sub forma , unde este aria unei garnituri de frecare A= iar momentul capabil al ambreiajului este: * * (7.3) Ambreiajul se considera corect dimensionat daca momentul capabil dat de relatia (7.1) este egal cu momentul necesar definit, de relatia (7.2), adica: Ma=Macap * * rezulta : Ri=Re*c Unde c==0,53.0,57 Referitor la acest raport, care influenteaza uniformitatea de uzura radiala a garniturilor, se fac urmatoarele precizari:valori spre limita inferioara a coeficientului c arata ca exista o diferenta mare intre razele suprafetelor de frecare, deci o latime mare,ceea ce are drept consecinta u uzura neuniforma a garniturilor de frecare datorita diferentei mari dintre vitezele de alunecare.In scopul utilizarii, mai ales in cazul automobileleor echipate cu motoare rapide, se recomanda folosirea de valori ale coeficientului c spre limta superioara. Se alege c = 0,7 si = 0,3 p0=1.2...2.5 MPa pentru garniturile metaloceramice. Alegem p0=2 MPa.

Garniturile de frecare sunt piese de uzura ale ambreiajlui, piese care de-a lungul duratei de utilizare sunt de mami multe ori inlocuite.Posibilitatea de inlocuire trebuie sa ofere interschimbabilitatea limitata prezentata in tabelul 7.1, dupa STAS 7793-83.Tabel 7.1 Diametrul interior,respectiv diametrul exterior150160180200225250280300305310325350

100110125130 150 155 165175185195

g2,5..3,5 3,53,5.4,0

Am ales garnitura cu De = 180 mm si Di = 125 mm iar g = 3.5 mm. 7.3 Determinarea momentului de frecare al ambreiajului si a fortei de apasare asupra discului ambreiajuluiMomentul de frecare al ambreiajului este: * (7.5) Mentinerea starii cuplate a ambreiajului la limita momentului necesar al ambreiajului proiectat e posibila cand pe suprafata de frecare se dezvolta forta normala:F===18 322,8 Np==1,10 * 7.4 Cresterea temperaturii pieselor ambreiajului

La un parcurs urban de 10km, frecventa cuplariolor-decuplarilor ambreiajului este de circa 100...300 ori. Avand in vedere ca lucrul mecanic de patinare este mai mare la pornirea din loc a automobilului decat la schimbarea treptelor de viteza, in calcule se considera situatia cea mai dezavantajoasa, cea a pornirii din loc. Lucrul mecanic de frecare este dat de relatia: L=unde: n - turaia motorului la pornire se consider 500..600 rot/min; k - coeficient de cretere al momentului n timpul cuplrii se consider 30..50 daNm/s; - coeficientul de rezisen a drumului se consider 0.1;

Pentru ambreiajul de calculat se consider: n = 550 rot/min; k = 40 daNm/s; = 0.1L=60560,73 jVerificarea ambreiajului se face la incalzire calculand cresterea de temperatura cu relatia:

unde: - coeficient care exprim partea din lucrul mecanic care se consum pentru nclzirea piesei c - cldura specific a piesei ce se verific mp- greutatea piesei care se verific p mPentru ambreiajul monodisc coeficientul =0.5, c=500 J/kg0C=15,14 Ambreiajul se considera din punct de vedere al incalzirii daca cresterea de temepratura la pornirea din loc este in limitele Capitolul 8Calculul si proiectarea principalelor componente ale ambreiajului:arcul de presiune, discul de presiune, discul condus, arborele ambreiajului, elemente de fixare8.1 Calculul si proiectarea arcului de presiune Modelul constructiv din Fig 8.1 indeplineste in ambreiaj acelasi rol functional ca si arcul diafragma Acest model poate fi folosit pentrul calculul arcului diafragma utilizand principiul suprapunerii efectelor produse in cele doua elemente componente ale sale: arcul disc si parghiile de debreire.

Fig 8.1 Constructia arcului diafragma Fortele care solicita arcul diafragma in cele doua situatii de rezemare care apar in timpul functionarii ambreiajlui sunt prezentante in Fig 8.2a, pentru situatia ambreiat, si in 8.2b pentru situatia debreiat. Se considera ca arcul diafragma prezinta doua elemente functionale reunite intr-o singura piesa:partea tronconica plina,care este de fapt un arc disc cu rolul de arc de presiune, si lamelele,care sunt de fapt parghii incastrate in panza arcului disc cu rolul de parghii de debreiere.

Fig 8.2 Fortele care actioneaza asupra ambreiajului

F1 , forta cu care arcul apasa pe discul de presiune; F2 , forta necesara pentru decuplarea ambreiajului, exercitata de rulmentul de presiune b = De/2, raza cercului dupa care arcul diafragma apasa pe discul de presiune; a 0.7*b, raza pana la care este taiat arcul pe generatoare; c 0.75*b, raza inelului de sprijin al arcului; e 0.2*b, raza cercului prin care va trece arborele ambreiajului. b=180/2=90 mma=0,7*90=63 mmc=0,75*90=67,5 mme=0,2*90=18 mmd1=180 mmd2=125 mmd3=36 mm

Grosimea arcului h se calculeaza cu h== > 9,94 mm

Solicitarile maxime care se obtin in arc sunt:

Q=10993,7 Nm

Fora F determin n seciunile arcului eforturi unitare axiale t . Deoarece celelalte eforturi ce apar n arc sunt neglijabile n raport cu efortul t , atunci calculul de rezisten se face numai pentru acest efort unitar, folosind relaia:

a. E = 21*104 MPa reprezinta modulul de elasticitate longitudinal pentru materialul b. = 0.25 este coeficientul lui Poisson c. f deformatia arcului in dreptul diametrului d2 f=h=9.94 mm d. s = 3.6 mm grosimea arculuie. k1 , k2 , k3 coeficienti de forma cu valorile: k1=0,469k2=1,079k3=1,147

Forta de apasare a arcului diafragma se calculeaza cu relatia:F=]F=27,347 Mpa 8.2 Calculul discului de presiune Discul de presiune este dispozitivul in care se aplica forta arcurilor de presiune pe suprafata de frecare, componenta a partii conducatoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri si masa metalica pentru prelucrarea caldurii reziltate in procesul patinarii ambreiajului. Fata de aceste functii , predimensionarea se face din conditia preluarii caldurii revenite in timpul patinarii ambreiajului. Asimiland discul condus cu un corp cilindric cu dimensiunile bazei: Raza exterioar a discului: red = Re+ (3..5) mm Raza interioar a discului: rid = Ri - (3..5) mm nlimea discului:

8.3 Calculul elementelor de legatura Placa de presiune este montata in carcasa ambreiajului , carcasa fiind montata prin suruburi de volant. de la care primeste momentul de torsune al motorului. Legatura dintre discul de presiune si carcasa ambreiajului este prezentata in 3 variante constructive: prin umar, prin caneluri si prin bride. Am ales varianta constructiva prin bride.

a b cFig. 8.4 Solutii de fixare intre discul de presiune si carcasa ambreiajului a) fixarea prin umar , b) fixarea prin canelura , c) fixarea prin bride Strivire : =111,9 MPa Forfecare:=1,66 Mpa8.4 Calculul partii conduse Cuprinde calculul arborelui condus, calculul legaturii dintre arborelel ambreiajului si butucul discului condus si calculul arcurilor elementului elastic suplimentar.

8.4.1 Calculul arborelui ambreiajului

Se face din conditia de rezistenta la solicitarea de torsiune determinata de actiunea momentului motor, diametru de predimensionare fiind dat de relatia (8.5) este efortul unitar admisibil pentru solicitarea de torsiune. =30,7 mm Arborii i butucii canelai cu profil dreptunghiular sunt piese delimitate de suprafee compuse:cilindru interior, cilindru exterior i suprafee plane paralele, dou cte dou, delimitnd nervurilearborelui, respectiv canalele din butuc, i dispuse echidistant pe circumferin. Cele trei dimensiunid, D i b definesc mrimile i poziiile suprafeelor. La montajul ntre arbore i butuc cele treidimensiuni conduc la o nedeterminare n ce privete tipul asamblrii.Elementele dimensionale ale arborilor i butucilor canelai sunt prezentate n desenul din fig 8.5

fig. 8.5 Asamblarea canelata cu profil dreptunghiular Dimensiunile nominale ale arborilor i butucilor canelai cu profil dreptunghiular de uzgeneral sunt impuse prin urmtorul standard: STAS 1770-86 - serie grea.

Tabel 8.2

Se adopta arborele canelat de dimensiuni: 10x36x45 - 60 -

lungimea butucului: l = 1.4*D = 1.4 * 45 = 63mm

Calculul de verificare la strivire si forfecare se face aplicand o forta F care solicita anelurile si se considera ca este aplicata la distanta rm fata de axul arborelui si se determina cu relatia: F===63012,34 N

Verificarea la strivire in cazul ambreiajului monodisc se efectueaza cu relatia:

==55,56 daN/

Efortul unitar la forfecare se determina cu relatia:

daN/8.4.2 Calculul discului condus

a) Verificarea niturilor de fixare ale garniturilor de frecare Niturile sunt confectionate din OL34 sau OL38 si au diametrul de 6 mm. - verificarea la strivire:

- rn este raza cercului pe care sunt dispuse niturile - Zn este numarul niturilor - An este sectiunea transversala a nitului

=28,27

Verificarea niturilor la strivire se face cu relatia:,unde ln= lungimea partii active a nitului110,77 daN/b) Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar Pentru calculul arcurilor care formeaza elementul elastic suplimentar, momentul limita care le solicita si care limiteaza rigiditatea lor minima se considera a fi momentul capabil al atingerii limitei de aderenta la rotile motoare ale automoblului dat de relatia:=8727,77 daNmForta Fe care solicita un arc al elementului elastic suplimentar este data de relatia:

unde: Ze este numarul de arcuri ale elementului elastic suplimentar Ze = 6...8 arcuri => Z= 7 e Re este raza de dispunere a arcurilor diametrul exterior al flansei butucului = 130 mm diametrul sarmei d = 3...4mm -> d = 3 mm diametrul exterior al arcului D = 14...19mm -> D = 17 mm numarul total de spire n lungimea ferestrei =25....27 mm -> l = 26 mm Re = 40...60 mm -> Re = 50mm a = 1.4 ...1.6 mm -> a = 1.5 taietura din butuc B=d+5 unde d = 10....12mm -> d=11mm , B=16mm

fig 8.6 Parametrii constructivi ai elementului elastic suplimentarCapitolul 9Calculul i proiectarea sistemului de acionare al ambreiajuluiCalculul sistemelor de actionare se face in scopul determinarii parametrilor acestuia in conditiile in care forta de actionare exercitata de conducator asupra pedalei ambreiajului si cursa pedalei trebuie sa se situeze in limite ergonomice. Calculul const in determinarea parametrilor acestui mecanism astfel nct cursa total a pedalei i fora la pedal s se ncadreze n limitele prescrise. Se alege ca mecanism de acionare mecanismul hidraulic

fig. 9.1 Schema de calcul a mecanismului de acionare hidraulic Considernd c presiunea lichidului este aceeai in pompa centrala si in pompa receptoare, conform principiului lui Pascal se poate scrie: (9.1)Unde: este diametrul cilindrului de actionare este diametrul cilindrului receptorForta se determina plecnd de la fora F de apsare asupra discurilor: (9.2)Fora F1 n funcie de fora de la pedal: (9.3)Inlocuind rezulta forta la pedala : (9.4)

unde : -raportul de transmitere mecanic =(*()*( -raportul de transmitere hidraulic = -randamentul sistemului hidraulic =0,95....0,98 Cunoscnd cursa total a manonului rulmentului de presiune, se determin cursa cilindrului receptor cu relaia: (9.5)in care unde: cursa li