Tinand cont de valorile recomandate: '.....* - pentru motor cu aprindere prin compresie2 se adopta *. Se calculeaza puterea ma,ima necesara motorului teoretic2 din relatia 5(.62
P(
P(
max
6a :
) (
n(
max
n p
) :
max
) ( 9 )
4.12 ) ( 9 ) : D ∙ N3
in care: 4.13
upa e0ectuarea calculelor va rezulta: ) ( 9 ) : 03" ∙ 1 L22"5 ∙ 12-1"32 ∙ 13:0.
246.38
6a :
: 24 *(
0.997
Pentru stabilirea valorii turatiei de putere ma,ima2
n p
2 se tine cont de valorile e,istente la motoarele modelelor
similare alese2 in special de cele ale caror putere ma,ima este apropiata de cea calculata pentru autocamionul ce urmeaza a se proiecta. upa cum se poate observa in e tabelul *.+ 2 puterea ma,ima cea mai apropiata de cea calculata este puterea motorului modelului similar $)5Renault *&6 2 avand o turatie de putere ma,ima 2
n p
2 de
))+' rot;minJ. Toti parametrii necesari modelarii curbei de putere sunt cunoscuti si relatia 5(.(6 poate 0i utilizata in !ama de valori ale turatiei2 nO@
nmin #n max ¿
4.14
unde: - nmin=0.2 ∙ n p=0.2 ∙ 2250 : 450 @rotKinH -
nmax
:
n p
: 2250 @rotKin.
Ast0el rezulta !ama de valori ale turatiei motorului:
nO@
50
450 # 2250 ¿
rotKin .
Pentru modelarea curbei momentului se poate utiliza relatia de trans0ormare2
M : 55.5
P n
@da#
4.15
in care P J si n rot;minJ. 9aria8ia valorilor puterilor 3i momentelor ma,ime al motorului teoretic se prezinta in urmatorul tabel: n [rot/min] P [kW] M [daNm]
450
00
50
1250
1500
150
2000
2250
4452
4
11321
15"1
18"4
212
2350
24
453
1058
1138"
113
12080
112
11442
1048
Tabel (.*-9ariatia valorilor puterilor si momentelor ale motorului teoretic. 300
140
250
120 100
200
80
Puterea J
150 6 @*(
M @da#
100
"0 40
50
20
0 0
500
1000
1500
Turatia rpmJ
51
2000
0 2500
$uplul da@mJ
Fi!.(.*-$aracteristica la sarcina totala a motorului teoretic
(.) Ale!erea motorului 3i prezentarea caracteristicii sale la sarcin4 total4 Pentru ale!erea motorului ce va echipa automobilul de proiectat2 se va utiliza metoda caracteristicilor relative la sarcin4 total4. Aceasta presupune ale!erea a cel pu8in dou4 motoare cu putere ma,im4 0oarte apropriat4 de cea teoratic4 3i suprapunerea curbelor de varia8ie.
( )
P n =) P max n P
4.1"
n 0unc8ie de pozi8ia relativ4 a curbelor ob8inute se ale!e motorul care asi!ur4 o rezerv4 de putere mai mare.Adic4 se va ale!e motorul a c4rei caracteristici este situat4 deasupra celei teoretice. eoarece puterea ma,ima a motorului teoretic este mai mare decat puterea ma,ima a modelelor similare2se va adopta motorul "(3# /0/#( de la producatorul de autocamioane =A@ cu urmatoarele caracteristici: - Puterea ma,ima in 0unctie de turatie: )+' 5&(' $P6 la )&'' rpm - =omentul motor ma,im in 0unctie de turatie: *)+' @m la *)''-*%'' rpm
Fi!. (.&-9ariatia momentului in 0unctie de turatia motorului ales
Fi!. (.)-9ariatia puterii motorului ales in 0unctie de turatie
52
Fi!. (.(-9ariatia consumului de combustibil al motorului ales in 0unctie de turatie
$apitolul +. eterminarea raportului de transmitere al transmisiei principale si al primei trepte a schimbatorului de viteze
+.* Predeterminarea si de0initivarea raportului de transmitere al transmisiei principale
Predeterminarea valorii raportului de transmitere al transmitere al transmisiei principale5i o6 se 0ace din conditia ca automobilul impus in tema sa atin!a viteza ma,ima la deplasarea sa in treapta cea mai rapida a schimbatorului de viteze2care este treapta de priza directa5la schimbatoarele de viteza cu trei arbori6 sau treapta similara acesteia2cu raport de transmitere apropiat de unitate5la schimbatoarele de viteze cu doi arbori6. Se stie ca2 ∙ n
) : 0.3
i 0 ∙i sk
@*K7
5.1
iar2 pentru viteza ma,ima2relatia devine:
( max
∙ n(
: 0.3
max
i 0 ∙ i sN
@*K7
5.2
Tinandu-se cont ca modelele similare sunt echipate cu schimbator de viteze cu & arbori2 se va adopta si pentru autocamion un schimbator de viteze asemanator2 ast0el incat raportul treaptei de priza directa este e!al cu unitatea ( i sN =1 ) . in relatia 5+.)62rezulta: 53
∙ n(
i0/red : 0.3
max
( max ∙i sN
5.3
in care raza de rulare2 2 calculata la $ap ) si situatia de viteza ma,ima2
n(
max
2 se calculeaza cu
e,presia: n(
max
:N
∙ n p
5.4
9aloarea parametrului este aleasa la $apitolul (. upa e0ectuarea calculelor va rezulta G n(
max
: 0.
∙ 2250 : 2243 rotKin
9aloarea predeterminata a raportului transmisiei principale este: 0.48 ∙ 2250
i0/red : 0.3
120 ∙ 1
: 3.382
9aloarea predeterminata a raportului i ' trebuie sa 0ie de0initivata 5 i oe0 62ca 0iind un raport intre ) numere naturale2 corespunzatoare numerelor de dinti sau produselor de numere de dinti ale rotlor dintate in an!renare.Atunci2
i0e :
p q
5.5
in care 5i o6e0 : 5io6pred .z
eoarece 5i '6pred ] 1 2 se adopta o transmisie principala simpla50i! +.*6:
54
p q O N
z c
i0 : z p 5."
"a de0inirea raportului de transmitere al an!rena7ului in un!hi2se ale!e numarul de dinti ast0el incat raportul e0ectiv sa 0ie cat mai apropiat de cel predeterminat si dimensiunile de !abarit ale transmisiei principale sa 0ie cat mai mici. Pentru transmisia principala simpla se ale!e z p cu valoarea minima2care2insa este dependenta de raportul 5i o6pred . In acest sens2pentru an!rena7ele conice se vor Fi!. +.*-Transmisie principala 0olosi recomadarile 0irmei #"?ASD@2indicate in tabelul +.*. simpla ).+ *+E zpmin E6 Se poate ale!e chiar **
& *)E
i
(
+ 1
-1 +
1 +
Tabel +.*-@umarul minim de dinti z p Se ale!e numarul de dinti corespunzator unei roti dintate cilindrice2 z p *) sau **. in relalatia 5+.6 rezulta z c care se va rotun7ii la valoarea intrea!a cea mai apropiata2 dupa care se recalculeaza raportul de transmitere e0ectiv i '*.Apoi2 modi0icand numarul de dinti ai pinionului de atac2se determina alte ) rapoarte e0ective i ') si i'& 5abaterea valorilor rapoartelor e0ective alese i '*2i') si i'& nu trebuie sa depaseasca 0 5 0ata de cea predeterminata6. z c
:
z p
i0
5."P
Ale!: z p* *)2in urma calculelor va rezulta: z c 1
:
12 ∙
3.3 : 40.58
9alorile lui z c se rotun7esc la numere intre!i2 ast0el:
z c 1= 41 z c 2= 40
z c 3 =42
Se recalculeaza rapoartul de transmitere pentru valorile rotun7ite:
55
z c 1
i01 :
z 1 z c 2
i02 :
z p
41
:
12
40
:
z p
: 3.333
12
z c 3
i03 :
: 3.41"
42
:
12
: 3.5
Se calculeaza abaterea medie e0ectiva5a6 pentru cele & rapoarte alese cu relatia :
200 180 1"0 140 120 100
PrJ
6r1
80
6r3
6r2
6rez
"0 40 20 0 0
10
20
30
40
50
"0
0
80
0
)@*K7
i 0 j −¿ i
a:
i0
¿
0
5.
Fi!. +.)-ia!rama de de0initivare a i ' In urma e0ectuarii calculelor va rezulta:
5"
100
110
120
i 01−¿ i
a1 :
i0
:
¿
i 02−¿ i
¿
: 1.0"Q
3.38
3.333 −3.38
0
i0
a2 :
3.416 −3.38
0
:
: 1.3Q
3.38
i 03−¿ i i0
a3 :
3.5 −3.38
0
¿
:
3.38
05
Se poate observa ca abaterile valorilor rapoartelor e0ective alese nu depasesc
: 3.55Q
0ata de cea
predeterminata.Se va ale!e raportul de transmitere i '*.
+.) Predeterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze 5is*6
Raportul de transmitere al primei trepte se va determina distinct din urmatoarele conditii : -invin!erea pantei ma,ime2impusa prin tema> -deplasare in palier2pe drum modernizat2cu o viteza minima stabilita> -solicitarea ambrea7ului la cuplare2la pornirea de pe loc .
+.).* eterminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze din conditia de panta ma,ima impusa in tema "a determinarea acestui raport se pune contidia ca urcarea pantei ma,ime2p redusa . in bilantul de tractiune se obtine relatia : is 1
:
; max ∙G a ∙ d 7 max ∙ i 0 ∙ .!
In care rezistenta speci0ica ma,ima a drumului se calculeaza cu relatia :
5
2 sa se 0aca cu viteza constanta2
ma,
5.
; max = )
0 cos
5.10
unde ) 0 : 0. $eilalti termeni din relatia 5+.6 sunt de7a cunoscuti . upa e0ectuarea calculelor va rezulta:
; max =0 ∙
cos 18. L sin 18. : 0.324
is 1
0.324 ∙ 13450 ∙ 9.81 ∙ 0.48
:
1250 ∙ 3.38 ∙ 0.8
:".0
+.).) eteminarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbatorului de viteze din conditia de viteza minima stabilita $onsiderarea acestui criteriu are in vedere re!imul uni0orm de miscare pe un drum modernizat in palier.Utilizand aceasta conditie2valoarea acestui raport este data de relatia :
is 1
nmin
: 0.3 i 0 ∙( min 5.10
in care:
( min=6 $ 10
km h
nmin=0.2 n p
Tinand cont ca turatia de putere ma,ima
nmin
n p = 2300
: 0.2
o! min 2 turatia minima va 0i :
∙ 2300 : 4"0
58
o! / min
In urma e0ectuarii calculelor rezulta:
is 1
460
: 0.3 3.38 ∙ 10 : 5.13
+.).& eterminarea lui is* dupa criteriul lucrului mecanic de 0recare la cuplarea ambrea7ului 2 la pornirea de pe loc Solicitarile ambrea7ului cele mai puternice se produc la cuplarea sa2la pornirea de pe loc."uand in considerare lucrul mecanic de 0recare la cuplarea ambrea7ului2la pornirea de pe loc2in cazul deplasarii pe un drum in palier2de e0ectul valorii turatiei initiale a motorului2n o2si de marimea puterii speci0ice2P sp2se obtine urmatoarea e,presie de calcul a valorii raportului primei trepte:
is 1
: 0.11 ∙
i SN 9
∙ n0
∙( max ∙
√
k a 1 ∙ n p ∙ c a ∙ Psp <
5.11
n0
unde:
: 0.5 k a
∙ n p
: 0.5
∙ 2300 : 125 rotKin
:0.2
< : 525
In urma e0ectuarii calculelor va rezulta:
is 1
: 0.11 ∙
1 1
∙ 125 ∙
120 ∙
√
0.72 ∙ 10.5
∙
1
2300 ∙ 1.15 ∙ 186 525
=3.89
Se adopta valoarea cea mai mare a raportului de transmitere pentru treapta intai2ast0el incat valoarea acestuia este cea determinata din conditia de deplasare in palier2pe drum modernizat2cu o viteza minima stabilita2respectiv: i s 1=6.07
5
$apitolul . $alculul si proiectarea ambreia7ului
.* Studiul tehnic al solu8iilor constructive posibile pentru ambreia7 3i ale!erea variantei ce se va proiecta. .*.* Analiza particularit48ilor constructive 3i 0unc8ionale ale ambreia7elor mecanice Pentru a transmite 0lu,ul de putere 3i cuplul de la motor la transmisie 3i implicit pentru a putea porni automobilul de pe loc este nevoie de un or!an care s4 ntrerup4 acest 0lu, ener!etic.Acest rol este ndeplinit de ambreia7. Ambreia7ul serve3te cuplarea temporar4 3i la cuplarea pro!resiv4 a motorului cu transmisia. ecuplarea motorului de transmisie e necesar4 n urm4toarele cazuri: Pornirea din loc a automobilului> - n timpul mersului automobilului la schimbarea treptelor schimb4torului de vitez4> "a 0rLnarea automobilului> "a oprirea automobilului cu motorul pornit> $uplarea pro!resiv4 a motorului cu transmisia este necesar4 n cazurile urm4toare: "a pornirea din loc a automobilului> up4 schimbarea treptelor de vitez4> Pentru 0unc8ionare2 ambreia7ul trebuie s4 ndeplineasc4 urm4toarele condi8ii: S4 permit4 decuplarea rapid4 3i complet4 a motorului de transmisie2 pentru o schimbare a treptelor 04r4 3ocuri> ecuplarea s4 se 0ac4 cu e0orturi reduse din partea conduc4torului 04r4 o curs4 mare la pedal4> S4 asi!ure o cuplare pro!resiv4 a motorului cu transmisia cu evitarea pornirii bru3te a automobilului> S4 asi!ure n stare cuplat4 o mbinare per0ect4 ntre motor 3i transmisie> Ambreia7ele 0olosite pe automobile sunt de mai multe tipuri2 n 0unc8ie de principiul de 0unc8ionare.Acestea sunt: Ambreia7e mecanice 5cu 0ric8iune6> Ambreia7e hidrodinamice 5hidroambreia7e6> Ambreia7e electroma!netice> Ambreia7e combinate> "0
$ele mai r4spLndite ambreia7e pe automobile sunt cele mecanice 5cu 0ric8iune6.la care le!4tura dintre partea condus4 3i cea conduc4toare se realizaez4 prin 0or8a de 0recare. P4r8ile constructive ale ambreia7ului sunt: 1. Partea conducătoare \ partea montat4 pe volantul motorului.
$uprinde: a6 $arcasa interioar4 a ambreia7ului> b6 Placa de presiune> c6 Arcul de presiune. 2. Partea condusă \ partea care este n le!4tur4 direct4 cu arborele primar al s chimb4torului de vitez4.
$uprinde: a) iscul condus al ambreia7ului> b) Arborele ambreia7ului.
3. Sistemul de acţionare sau comandă \ care cuprinde:
I.
Sistemul interior de ac8ionare 0ormat din: a6 PLr!hii de debreiere> b6 Inelul de debreiere> c6 Rulmentul de debreiere> d6 Furca ambreia7ului.
II.
Sistemul e,terior de ac8ionare care poate 0i de tip: a6 @eautomat cu ac8ionare mecanic4 sau hidraulic4> b6 @eautomat cu servamecanism de tip hidraulic2 pneumatic2 electric> c6 Automate.
$ele mai 0olosite 3i r4spLndite tipuri de ambreia7e pentru automobile sunt ambreia7ele mecanice cu arcuri peri0erice2 cu arc dia0ra!m4 3i ambreia7e cu arc central. Pentru a se decide ce tip de ambreia7 va echipa automobilul2 se vor analiza modele de automobil similare din punct de vedere al tipului de ambreia7 cu care au 0ost echipate. Pe lLn!4 analiza modelelor similare de automobil2 se va 0ace 3i o analiz4 a doua ambreia7e din punt de vedere al construc8iei 3i a 0unc8ion4rii. Tipul de ambreia7 cu care sunt echipate automobilele este in0luen8at de momentul motor transmis2 tipul ac8ion4rii 5mecanic2 hidraulic62 tipul 0rec4rii 5uscat2umed62 etc.
.*.) Analiza particularit48ilor constructive 3i 0unc8ionale ale ambreia7elor mecanice A. Ambreia7ul mecanic monodisc cu arcuri peri0erice. ?ste 0oarte r4spLndit acest tip de ambreia7 atLt la camoiane cLt 3i la autoturisme2 datorit4 !reut48ii reduse cLt 3i simplit48ii constructive. Reprezentat n 0i!. *.
"1
Fi!. .*-Sec8iune transversal4 prin ambreia7ul monodisc cu arcuri peri0erice. 1-volant; 2-disc ambreiaj; 3-placă de presiune; 4,- a!; "-p#r$%ie de debreiere; &-man'on; (-rulment de presiune; -arcuri peri*erice; 1+-$arnitură termoiolantă; 11-carcasă; 12-ori*icii practicate n volant.
Utilizarea acestui ambreia7 este recomandat4 n cazul n care momentul transmis nu dep43e3te 1'-%' da@m. $aracteristic pentru acest ambreia7 este c4 0olose3te dou4 rLnduri de arcuri de presiune2 as0el se ob8ine o 0or84 de ap4sare mai mare cu arcuri mai pu8in ri!ide.
B. Ambreia7ul mecanic monodisc cu arc central de tip dia0ra!m4. Acest tip de ambreia7 este 0oarte r4spLndit ast4zi n rLndul automobilelor2 datorit4 urm4toarelelor particularit48i: ac8ionarea ambreia7ului este mai u3oar4 deoarece 0or8a necesar4 decupl4rii este mai m ic4 la acest tip de arc2 arcul prezint4 o caracteristic4 neliniar4> 0or8a cu care arcul dia0ra!m4 ac8ioneaz4 asupra pl4cii de presiune este apro,imativ constant4> Ambreia7ul cu arc central de tip dia0ra!m4 este prezentat n 0i!. ).
"2
Fi!. .)-Sec8iune transversal4 prin ambreia7ul monodisc cu arc central 1-*lan'ă arbore cotit; 2-buc'ă de bron; 3-arbore ambreiaj; 4-volant; -carcasă ambreiaj; "-coroană dinţată volant; &-$arnituri disc ambreiaj; ( - placă disc ambreiaj; -arcuri elicoidale; 1+-dia*ra$mă; 11-rulment presiune; 12-'urub *i!are; 13 'uruburi; 14- etan'are; 1 -*urcă; 1"-nit dia*ra$mă.
atorit4 avanta7elor pe care le prezint4 arcul dia0ra!m42 n ultimul timp a a7uns s4 0ie utilizat 0oarte mult pe autoturisme.a Proiectarea ambreia7ului pentru autocamion2 se va 0ace in 0unctie de tipurile de ambreia7 0olosite la modelele similare alese la Partea I 2 capitolul *.*. Ast0el2 in tabelul .* sunt prezentate tipurile de ambreia7 0olosite la modele similare. -r. crt
"enumire automoil
Tip amreia$
* )
=A@ T#" =ercedes-Benz Ate!o
monodisc uscat2 hidraulic cu arc tip dia0ra!m4 monodisc uscat2 hidraulic cu arc tip dia0ra!m4
&
9olvo F"
monodisc uscat2 hidraulic cu arc tip dia0ra!ma
(
Iveco ?urocar!o *('?
monodisc uscat2 hidraulic cu arc tip dia0ra!m4
+
AF FA "F++
monodisc uscat2 hidraulic cu arc tip dia0ra!m4
Tabel .*-Tipurile de ambreia7 pentru modele similare alese
.*.& Ale!erea variantei constructive ce se va proiecta
Se observa in tabelul .* ca tendinta in ceea ce priveste tipul de ambreia7 cu care sunt echipate modelele similare de autocamioane este ambreia7ul monodisc uscat. "3
9arianta constructiva ce se va proiecta este amreia$ul monodisc uscat cu arc central tip diafragma 2datorita 0aptului ca acest tip de ambreia7 o0era o simplitate constructiva2un cost scazut si un randament ridicat2iar momentul transmis poate 0i mai mare.Aceste avanta7e sunt 0oarte importante pentru tipul de autovehicul proiectat.
.) $alculul de dimensionare 3i veri0icare a !arniturilor de 0recare ale ambreia7ului n starea cuplat2 discul condus este le!at cinematic de restul transmisie prin intermediul arborelui ambreia7ului2 amplasat ntre volant 3i placa de presiune2 placa de presiune 0iind ap4sat4 de c4tre arcul dia0ra!m4. Ambreia7ul transmite momentul motor la schimb4torul de viteze2 moment care depinde: -
$oe0icientul de 0recare dintre supra0e8ele de contact> Presiunea de contact> @um4rul supra0e8elor de contact> iametrul discului condus>
n timpul 0unc8ion4rii supra0e8ele de 0recare sunt supuse uzurii2 pentru ca ambreia7ul s4 transmit4 momentul 3i n cazul uzurii supra0e8elor de 0recare la dimensionarea discului ambreia7 se adopt4 un moment mai mare decLt momentul ma,im al motorului2 numit moment de calcul al ambreia7ului: 7 c = 5 7 max ⋅
".1
unde valoarea coe0icientului W se ale!e n 0unc8ie de tipul 3i destina8ia automobilului. Pentru automobilul de proiectat coe0icientul W este cuprins ntre *.&*.1+. Se ale!e = : 1.3. =omentul de calcul al ambreia7ului este: 7 c = 5 ⋅ 7 max =1.3 ⋅ 1208=1570.4 Nm =
iametrul !arniturii de 0recare a ambreia7ului este dat de 0ormula :
> =2 /% =2 ∙
√ 3
2 ⋅ 7 c
? ⋅ p0 ⋅ < ⋅ i ⋅ ( 1− c ) ∙ ( 1 + c ) 2
√
=2 ∙ 3
2 ⋅ 1570400
? ⋅ 0.35 ⋅ 0.3 ⋅ 2 ⋅ ( 1 − 0.6
2
".2
unde: -
presiunea de contact /0 : 0.35 M/a> coe0icientul de 0recare : 0.3> num4rul supra0e8elor de 0recare i : 2>
-
raza e,terioar4 a !arniturii de 0recare /% .
-
"4
) ( 1 +0.6 ) ⋅
=333.8 mm
-
/i c= /%
s-a ales c : 0.".
".3 > 333.8 =166.9 mm >=2 /% ⇒ / % = = 2
2
/i ≅ 0.6 ⋅ /% = 0.6 ∙ 192.87 =100.14 mm
$on0orm tabelului .* se vor adopta urmatoarele valori : "e
*+'
*'
*%'
)''
))+
)+'
"i
*''
**'
*)+
*&'
*+'
*++
)2+...&2+
g
)%'
&''
&'+
*+
&*'
&)+
3!
*1+
*%+
1@!
&2+ Tabelul .)-9alori pentru e2i si !
Se adopt4 Re : 1" 3i Ri : 100 . Se calculeaz4 raza medie: 3
/m=
3
2 /% − / i ⋅
3 /2% − / 2i
=
−1003 =136.3 mm 2 2 167 −100
2 167 3
⋅
3
".4
For8a de ap4sare2 pe discul condus 2 este: 7 c 1570400 = =19202.739 N F = / m ∙ @ ∙ i 136.3 ∙ 0.3 ∙ 2
".5
Atunci presiunea p ' este:
p0=
F 2
2
? ∙ ( / % − /i )
=
19202.739 2
2
? ∙ ( 167 −100 )
=0.3416 7Pa
"."
=omentul rezistent la pornirea din loc redus la arborele ambreia7ului este dat de rela8ia: "5
&2+> 4,
7 p=
Ga ⋅ ∙ ; i ! ⋅ .!
= 13450 ∙ 9.81
⋅
0.4794 ∙ 0.026
6.18 ⋅ 3.38 ∙ 0.8
=98.41 Nm
".
unde : coe0icientul de rezisten84 speci0ic4 a drumului S:0.02"; raportul de transmitere al transmisiei 0ormate din transmisia principal4 3i prima treapt4 a schimb4torului de vitez4 it:3.38T".18> randamentul transmisiei Ut:0.8>
-
Aria supra0e8elor de 0recare este: A = ? ( / % − /i ) = ? ∙ ( 167 −100 ) =56200 mm 2
2
2
2
2
⋅
".8
Ambreia7ul se consider4 corect dimensionat dac4 momentul de calcul 5).*6 este e!al cu momentul de0init de rela8ia:
7 c = 5 ⋅ 7 max =i ∙ p 0 ∙ < ⋅ ? ⋅
/ + 2
⋅
( / − / )=2 ∙ 0.3416 ∙ 0.3 ∙ ? 2
2
%
i
⋅
167 + 100 2
⋅
( 167 −100 )=¿ 1537.752 Nm 2
2
".
"ucrul mecanic de 0recare este dat de rela8ia: 2
? ∙ n ∙
(
2
)
√
2 ∙ G a ⋅ ? ⋅ n G a ∙ 2 L= ∙ m ∙ ⋅ G ∙ ⋅ + + a a 2 2 7200 3 k k ⋅ g ⋅ 30 30 ⋅ i s ⋅ i 0 2 ⋅ ? ⋅ n
".10
unde: n - tura8ia motorului la pornire se consider4 n : 500.."00 rotKin > \ coe0icient de cre3tere al momentului n timpul cupl4rii se consider4 * : 30..50 da#Ks > \ coe0icientul de rezisen84 a drumului se consider4 V : 0.02"> Pentru ambreia7ul de calculat se consider4: n : 500 rotKin > * : 50 da#Ks > -
eci lucrul mecanic de 0recare este:
? ∙ 500 ∙ 0.4794
L=
30 ⋅ 6.18
2
⋅
2
(
∙ 13450 ∙ 2
3.38
2 ⋅ ? ⋅ 500 7200
+
( 13450
⋅
9.81 ) ∙ 0.026 2
50
""
+
2 3
⋅
13450 ∙ 9.81 ∙ 0.026 ⋅
√
2 ∙ 13450 ∙ 9.81 ⋅ ? ⋅ 500 50 ⋅ 9.81 ⋅ 30
)=
"ucrul mecanic speci0ic este:
q=
L 260420.5 daN = = 463.38 2 562 A cm
".11
Ambreia7ul se veri0ic4 la nc4lzire. 9eri0icarea la nc4lzire a pieselor ambreia7ului se 0ace calculLnd cre3terea de temperatur4 cu rela8ia: Δ C =
α ∙ L c⋅m
".12
unde: V-coe0icient care e,prim4 partea din lucrul mecanic care se consum4 pentru nc4lzirea piesei> c-c4ldura speci0ic4 a piesei ce se veri0ic4> m-!reutatea piesei care se veri0ic4> Pentru ambreia7ul monodisc coe0icientul < : 0.5 c : 500 WK*g0, -
Rezult4:
Δ C =
0.5 ∙ 260420.5 500 ⋅ 12.312
=21.5
.& $alculul 3i proiectarea principalelor componente ale ambreia7ului 5arcuri de presiune2 disc de presiune2 disc condus2 arbore2 elemente de 0i,are 3i !hidare6.
.&.*$alculul arcului cilindric elicoidal peri0eric "a ambreia7ele cu arcuri peri0erice2 0ora de ap4sare normal4 este dat4 de 0ora total4 a arcurilor de presiune dispuse echidistant pe peri0eria discului de presiune.@um4rul de arcuri se ale!e multiplu al num4rului de pLr!hii de decuplare2multiplu de trei2 inLndu-se seama c4 0ora dezvoltat4 de un arc s4 nu dep4/easc4 *'' da@ n cazul autocamioanelor !rele. n !eneral2 num4rul arcurilor de presiune peri0erice se adopt4 n 0uncie de diametrul e,terior al !arniturilor de 0recare con0orm tabelului .). "iametrul e7terior al garniturii de frecare,in mm -umarul arcurilor de presiune
pana la )''
)'')%'
)%'&%'
&%'(+'
&
*)
*)*%
*%&'
Tabel .)-Recomandari privind ale!erea numarului de arcuri de presiune
Se va adopta un num4r de & pLr!hii de debreiere2 ast0el num4rul arcurilor va 0i *+. "
?0ortul unitar de torsiune al arcurilor peri0erice este calculat cu relaia:
C =
8 ∙ k ∙ > m ∙ &max
? ∙d
3
".13
Forta ma,ima este: & max =( 1.15..1.25 ) ∙ &
".14 &=
5 ∙ 7 m z ∙ < ∙i ∙ / m%d
".15
&=
1.3 ∙ 1208000 15 ∙ 0.3 ∙ 2 ∙ 136.3
=1280.18 N
& max =1.2 ∙ & =1536.21 N
9alorile pentru coe0icientul de corectie sunt trecute in tabelul .& "8d
).+ *.1
& ( + *.++ *.& *.) *.)* Tabel .&-9alori pentru coe0icientul de corectie
iametrul necesar al sarmei de arc este dat de relatia:
d=
√ 3
8 ∙ k ∙ c ∙ & max
? ∙ C a
".1"
Pentru arcurile de ambreia7 tensiunea admisibila la torsiune este Raportul dintre diametre se recomanda a 0i
> c = = 5..8 d
".1
Se va opta pentru c : 2 ast0el * : 1.2 "8
C a =700 7Pa
1 *.)
% *.*%
d=
√
3
8 ∙ 1.2 ∙ 7 ∙ 1536.21
? ∙ 700
=3.60 mm
iametrul pentru arcuri din sarma trasa de otel este prezentat in tabelul .( e,tras din standard: Sarma trasa din otel caron de calitate pt. arcuri:STAS (@3'#; Sarma trasa din otel aliat pt. arcuri:STAS (@2'#;
).+
).%
&.'
&.+
(.'
(.+
+.'
+.+
.'
1.'
-
-
-
-
&.'
&.)
5&.+6
&.
(.'
(.+
5+.+6
+.
.'
.&
5.+6
1.'
1.+
%.'
Tabel .(-Standard diametru sarma trasa din otel Ast0el se standardizeaza diametrul pentru arcurile con0ectionate din sarma trasa din otel carbon de calitate ca 0iind dI3.# mm. @umarul de spire active al arcului este:
4
G∙ d ∙ h n= 2 8 ∙ >m%d ∙ ( & max −& )
".18
unde: -# reprezinta modulul de elasticitate transversal2pentru otel %:80000 M6a -h este cursa activa a arcului si se calculeaza: h =D s ∙ i unde D s este 7ocul la decuparea supra0eelor nvecinate /i are valori de: -'.+..'.1+ la ambreia7ele monodisc> -'.&..'.+ la ambreia7ele bidisc.
eci27:0."52:1.3 n=
4
80000 ∙ 3.6 ∙ 1.3 2
8 ∙ 25.2 ∙ ( 1536.21−1280.18 )
=13.42 rezulta *( spire active
Sa!eata ma,ima a arcului la decuplarea ambreia7ului este data de relatia:
3
) max=
8 ∙ 0.2 ∙ & max ∙ > m%d ∙ n
G ∙d
".1
"
4
3
) max=
8 ∙ 0.2 ∙ 1536.21 ∙ 25.2 ∙ 14 80000 ∙ 3.6
4
= 40.98 mm
Sa!eata arcului in stare cuplata este: 3
) max=
8 ∙ 0.2 ∙ & ∙ > m%d ∙ n
G∙d
4
3.8
3
) max=
8 ∙ 0.2 ∙ 1280.18 ∙ 25.2 ∙ 14 80000 ∙ 3.6
4
=34.15 mm
@umarul total de spire este: n! = n + 2 =14 + 2 =16 spi%
"un!imea arcului in stare libera se calculeaza cu relatia: , 0=( n! − 0.5 ) ∙d + 0.5 ∙ n + h + ) =( 16−0.5 ) ∙ 3.6 + 0.5 ∙ 14 + 1.3 + 34.15 =98.25 mm
3. Fig ".4-!iensiunie arcuui eicoida ciindric
.&.) $alculul discului de presiune
Func8ional discul de presiune reprezint4 dispozitivul de aplicare a 0or8elor de presiune ale arcurilor de presiune pe supra0a8a de 0recare. ?ste o component4 a p4r8ii conduc4toare pentru transmiterea momentului2 suport pentru arcuri 3i mas4 metalic4 pentru preluarea c4ldurii rezultate n procesul patin4rii ambreia7ului. Predimensionarea discului de presiune se 0ace din condi8ia prelu4rii c4ldurii revenite n timpul patin4rii ambreia7ului. $onsiderLnd discul de presiune un corp cilindric cu urm4toarele dimensiuni: Raza e,terioar4 red:ReL3..5 ".20 -
Raza interioar4 rid:Ri-3..5 ".21 0
Pe baza acestor rela8ii rezult4: Raza e,terioar4 red:ReL3..5:1"L4:11 Raza interioar4 rid:Ri-3..5:100-4:" - n4l8imea discului:
hd =
L∙ α 2
2
c ∙ ? ⋅ ρ ⋅ Δ! ∙ ( %d− id )
=
260420.5 ⋅ 0.5
500 ⋅ ? ⋅ 7.8 ⋅ 21.5 ∙ ( 17.1
2
−9.6 2)
=24.68 mm
".22
unde:
ρ=7.8 g / cm 3
-
ρ - masa speci0ic4 a discului de presiune>
-
c - c4ldura speci0ic4 a piesei ce se veri0ic4> c=500 J/kg0C
-
Δ C - cre3terea de temperatur4>
-
L - lucrul mecanic pierdut prin 0recare>
0
Δ C =21.5 +
r ed \ raza e,terioar4 a discului> r id \ raza interioar4 a discului> α -coe0icient care e,prim4 partea din lucrul mecanic care se consum4 pentru nc4lzirea piesei>
-
.&.& $alculul arborelui ambreia7ului iametrul arborelui ambreia7ului se 0ace din conditia de rezistenta la torsiune determinata de momentul motor.iametrul de predimensionare al arborelui este dat de rela8ia:
d i=
√ 3
5 ⋅ 7 m 0.2 ∙ C a!
".23
unde: di C a !
- diametrul de 0und al canelurilor> - e0ortul unitar admisibil la solicitarea de torsiune 3i este cuprins ntre
Rezult4 diametrul:
1
C a! =100 E 120
N 2
mm
.
1.3 ∙ 1208000 0.2 ∙ 120
=¿ 40.3 mm
5 ∙ 7 max =¿ 3√ ¿ 0.2 ∙ C a! 3
d i=√ ¿
Fi!. .(-Ansamblarea canelata cu pro0il dreptun!hiular $ercetLnd n literatura de specialitate privind dimensiunile nominale ale arborilor 3i butucilor canela8i cu pro0il dreptun!hiular de uz !eneral seria !rea 5 STAS 1768 – 68 6 se adopt4 drept diametru interior al arborelui2 d = 36 mm c4ruia i corespund urm4toarele dimensiuni : i
-
diametrul e,terior2 de : 45 > num4rul de caneluri2 z : 10 caneuri > lun!imea canelurilor se adopta :55 > h \ n4l8imea canelurilor se adopt4 7:4 > b \ l48imea canelurilor2 : 5 .
AtLt canelurile arborelui cat 3i cele ale butucului trebuie veri0icate la strivire. 9eri0icarea la strivire n cazul ambreia7ului monodisc se 0ace dup4 rela8ia: 4 ⋅ 5 ⋅ 7 m N ps= F p sa =20..35 2 z ⋅ l ⋅ h ⋅ ( d % + di ) mm
".24
2
unde: -
z \ num4rul de caneluri> l \ lun!imea canelurilor h \ n4l8imea canelurilor> d i - diametrul de 0und ale canelurilor> d e \ diametrul e,terior al canelurilor>
Rezult4:
ps=
4 ⋅ 1.3 ⋅ 1208000 10 ⋅ 55 ⋅ 4 ⋅ ( 45 + 36 )
=35.2 7Pa
$anelurile se mai veri0ic4 3i la 0or0ecare. ?0ortul unitar la 0or0ecare este dat de rela8ia:
C ) =
4 ∙ 5 ∙ 7 m
z ∙ l ∙ b ∙ ( d % + d i )
=
4 ∙ 1.3 ∙ 1208000 10 ∙ 55 ∙ 5 ∙ ( 45 + 36 )
=28.2 7Pa
".25
unde: z \ num4rul de caneluri> l \ lun!imea canelurilor b \ l48imea canelurilor> d i - diametrul de 0und ale canelurilor> d e \ diametrul e,terior al canelurilor> -
.&.( 9eri0icarea niturilor de 0i,are a discului propriu-zis de butuc iscul condus se 0i,ez4 cu butucul prin intermediul unor nituri. @iturile sunt con0ec8ionate din D"&( sau D" &% 3i au un diametru cuprins ntre ..% mm. @iturile se veri0ic4 la strivire 3i 0or0ecare.9eri0icarea niturilor la 0or0ecare se 0ace dup4 rela8ia:
C ) =
5 ∙ 7 m n ∙ n ∙ A n
C a) =30 7Pa
".2"
unde: -
n
- raza cercului pe care sunt dispuse niturile>
zn
\ num4rul de nituri>
An
- sec8iunea tranversal4 a nitului>
3
2
? d n
Se ale!e diametrul nitului dn:8 2 num4rul de nituri z n:1" nituri2 A n=
⋅
4
2
=
? ∙8 4
= 50.265 mm 2
r n:0
Rezult4: C ) =
1.3 ∙ 1208000 70 ∙ 16 ∙ 50.265
=27.89 7Pa
9eri0icarea la strivire se 0ace dup4 rela8ia:
ps=
5 ⋅ 7 m n ∙ n ∙ d n ∙l n
F pas= 80..90 7 Pa
".2
unde: -
n
- raza cercului pe care sunt dispuse niturile>
zn
\ num4rul de nituri>
dn
- diametrul nitului>
ln
- lun!imea p4r8ii active a nitului>
Rezult4:
ps=
1.3 ⋅ 1208000 70 ∙ 16 ∙ 8 ∙ 8
=21.9 7Pa
.&.+ $alculul arcurilor elementului elastic suplimentar
Acest calcul se 0ace punLnd condi8ia ca momentul /e care comprim4 arcurile pLn4 la opritori s4 0ie2 n !eneral e!al cu momentul !enerat de 0or8a de aderen84 ale ro8ilor motoare ale automobilelor.
7 % =
Gad ∙ H ∙ i s1 1 ∙i 0
".28 4
unde: #ad \ !reutatea aderent4 > f \ coe0icient de aderen842 X:08 > rr - raza ro8ii de rulare > i' - raportul de transmitere al transmisiei principale > isv* \ raportul de transmitere al primei trepte de vitez4 >
-
Rezult4:
7 % =
7 % =
m ⋅ G∙ H ⋅
i0 ⋅ is 1
=
8110 ∙ 0.29 ∙ 0.8 4.3 ∙ 3.03
Gad ∙ H ∙ i s1 1 ∙i 0
=
36218.9 ∙ 0.8 ∙ 0.4794 6.07 ∙ 3.38
=677 Nm
=144 Nm
For8a 0 e care solicit4 un arc este dat4 de rela8ia:
F % =
7 % % ∙ / %
".2
unde: %
- num4rul arcurilor elementului elastic suplimentar> se adopt4 /% - raza de dispunere a arcurilor> se adopt4 /% =62 mm
-
% =6 acuiI
Rezult4:
F % =
F % =
7 % % ∙ / %
=
144000 6 ⋅ 62
7 % % ∙ / %
=
677000 6 ∙ 62
=1820 N
=387 N in condiia ca amplitudinea un!hiular4 pe care trebuie s4 o admit4 elementul
elastic s4 se situeze n intervalul g 5 1 ... *' 6!rade se obine pentru s4!eata arcului2valoarea ma,ima: ) max= / % ∙ sin 8=8.63 mm
".30
n continuare2calculul arcurilor se 0ace avLnd n vedere valorile adoptate: -indicele arcului c:5> -diametrul sLrmei de arc d:3 > 5
-num4rul total de spire ntY". $apetele arcurilor se spi7in4 n 0erestre e,ecutate n disc 3i n butuc.
Fi!. .+-Parametri constructivi ai elementului elastic suplimentar "un!imea 0erestrei l * se 0ace mai mic4 cu *+..)'< 2 ast0el ncLt la montare arcurile se pretensioneaz4.Pentru dimensiunile 0erestrelor se adopta urm4toarele dimensiuni: lf :22 2 Re ="2 2 a:1.5 2 nclinarea capetelor 1 . T4ietura n butuc este: B:dL
J
L
Jm
".31
unde: - ddiametrul limitatorului2 d:8 - J s i J m 7ocurile dintre limitatori /i butuc>se adopt4 ntre ) si ( mm
B:8L3L3:14
.&. $alculul elementelor de 0i,are 3i !hidare n timpul rota8iei discul de presiune este solidar cu volantul motorului2 avLnd n acela3i timp posibilitate deplas4rii a,iale. Aceast4 le!4tur4 dintre volant 3i discul de presiune se 0ace2 de re!ul42 prin intermediul carcasei ambreia7ului.
"
Fi!. .-Soluii de 0i,are ntre discul de presiune /i carcasa ambreia7ului
n !eneral2 n cazul ambreia7elor monodisc2 discul de presiune se veri0ic4 la strivirea supra0e8elor de le!4tur4 3i carcas4 sau dintre disc 3i bol8uri. Presiunea speci0ic4 de strivire se determin4 cu rela8ia: 5 7 m N ps= p sa =10..12 2 / z A mm ⋅
⋅
⋅
".32
unde: -
z \ num4rul de reazeme sau bol8uri de !hidare> z:3 R \ raza cercului pe care se a0l4 bol8urile> R:11 A \ aria de strivire A = a h > A:20 2 ⋅
Rezult4:
ps=
5 ∙ 7 m / ∙ z ∙ A
=
1.3 ∙ 1208000 171 ∙ 3 ∙ 270
=11.33 7Pa
.( $alculul 3i proiectarea sistemului de ac8ionare al ambreia7ului
Sistemul de ac8ionare hidraulic este utilizat la 0oarte multe automobile deoarece2 0a84 de sistemul de ac8ionare mecanic2 prezint4 o serie de mai multe avanta7e2 cum ar 0i: limiteaz4 viteza s de plasare a discului de presiune la cuplarea ambreia7ului 3i prin aceasta inc4rc4rile transmisiei> randament ridicat> posibilitatea dispunerii in locul dorit 04r4 complica8ii constructive. Un tip de sistem de ac8ionare hidraulic este prezentat in 0i!ura & de mai 7os .
Fi!..)( Sistem de acţionare %idraulic al ambreiajului . $on0orm principiului lui Pascal rezult4 rela8ia: 2
F 1 d1 = F 2 d 22
".33
unde: -
d 1 - diametrul cilindrului de ac8ionare> d 2 \ diametrul cilindrilui de receptor. 8
For8a 0 2 se determin4 plecLnd de la 0or8a 0 de ap4sare asupra discurilor: d % F 2 = F ∙ ∙ c )
".34
For8a 0 1 in 0unc8ie de 0or8a de la pedal4:
F 1= F p ∙
a b
".35
inlocuind rezult4 0or8a la pedal4:
F p =
F i m ∙i h ∙ .a
".3"
unde: -
im
- raportul de transmitere mecanic
( )( )( )
i m=
a b
⋅
c % ∙ d )
() 2
-
-
ih
- raportul de transmitere hidraulic
.a
- randamentul sistemului hidraulic
i h=
d2 1
d1
.a =0.95 $ 0.98
$unoscLnd cursa total4 a man3onului rulmentului de presiune2 se determin4 cursa cilindrului receptor cu rela8ia:
s 2= sm ∙
".3
in care:
S m= s l ⋅ j d ∙i p ∙i
".38
unde: -
sl
\ cursa liber4 a man3onului
s l=2..4 mm
>
c d
-
-
jd
- 7ocul ce trebuie realizat ntre 0iecare pereche de supra0e8e de 0recare pentru o decuplare complet4 a ambreia7ului> i p \ raportul de transmitere al pLr!hiilor de debreiere> i \ num4rul supra0e8elor de 0recare.
Se adopt4: s1:3 2 9d:0.82 i/:1.52 i:2 s l=3 mm
= 2 j d 0.7 mm 2
i p=1.5
i:2.
Rezult4: S m
=
S 1 jd i p i ⋅
⋅
⋅
=
3 0.8 1.5 2 ⋅
⋅
⋅
=
7.2mm
Se poate calcula cursa cilindrului receptor:
S 2
=
S m ⋅
c
=
7. 2 ⋅ 2
= 14.4
d
c
mm
d
=
2
cu
c =2 d
$unoscLnd cursa cilindrului receptor se poate determina volumul de lichid activ in cilindrul receptor: 2
( 2= s2 ∙
? d 2 ⋅
4
".3
Se adopt4 un diametru al cilindrului receptor ca 0iind d2:35 . Atunci rezult4: V 2
=
s 2 ⋅
π ⋅
d 22
= 14.4 ⋅
π ⋅ 35
4
4
2
= 13854
mm 3
eoarece presiunea de lucru este redus4 3i conductele de le!4tur4 dintre cilindri au lun!ime redus42 se poate considera c4 volumul de lichid re0ulat din cilindrul pompei centrale se poate considera e!al cu volumul de lichid !enerat de pistonul pompei receptoare2 1 2. Pe baza acestei ipoteze se calculeaz4 cursa cilindrului pompei centrale cu rela8ia:
80
4 ( 2
s 1=
⋅
2
? d1 ⋅
".40
Ale!em un raport dintre: d 2
d 1
2. 5 ⇒
=
d 1
d2 d1
=2 d 1= ⇒
d2 2
=
30 2
=
d 2
35 =
2.5
= 14
2. 5
mm
=15 mm .
$u acesta rezult4: S 1
s 1=
4 ⋅ V 2
=
π ⋅
2
4 ⋅ 13854 =
d 1
π ⋅ 14
2
=
90mm
4 ⋅ ( 2
4 8907 = ∙ 2 =50 mm
2
? ⋅ d1
? ⋅ 15
$ursa total4 a pedalei S p a ambreia7ului este: a S p= s1 ⋅ 150..180 mm b
".41
a
Se adopt4:
=
2⇒
b
S p
=
S 1 ⋅
a
=
90 ⋅ 2
= 180
b
mm
For8a la pedal4 nu trebuie s4 dep43easc4 *+..)+ da@2 deoarece consumul prea mare de e0ort 0izic duce la obosirea e,cesiv4 a conduc4torului auto. For8a la pedal4 este:
F p
F p =
6977 =
= 14.8
12 ⋅ 4 ⋅ 0.98
F 4276 = =110 N =11 daN < 15 daN = i m ∙i h ∙ .a 10 ⋅ 4 ⋅ 0.98
unde s-au considerat: raportul de transmitere mecanic i:12> raportul de transmitere hidraulic i h=4 > 81
daN < 15daN
