Ambreiaj Monodisc
CUPRINS
INTRODUCERE
CAPITOLUL I. CUPLAJE INTERMITENTE. AMBREIAJUL
1.1. Cuplaje intermitente
1.1.1. Cuplaje intermitente mecanice
1.1.1.1. Cuplaje cu gheare
1.1.1.2. Cuplaje cu dinți
1.1.2. Cuplaje intermitente automate
1.1.2.1. Cuplaje unilaterale
1.2. Rolul, cerințele impuse și calculul ambreiajului
1.2.1. Rolul și cerințele impuse ambreiajului
1.2.2. Determinarea parametrilor de bază ai ambreiajului
1.2.2.1. Coeficientul de siguranță al ambreiajului
1.2.2.2. Presiunea specifică
1.2.2.3. Creșterea temperaturii pieselor ambreiajului
1.2.3. Dimensionarea garniturilor de frecare
1.2.4. Calculul arcurilor de presiune
1.2.4.1. Calculul arcului diafragmă
1.2.4.2. Calculul arcurilor periferice
1.2.5. Calculul de dimensionare a discurilor de presiune
1.2.6. Calculul arborelui ambreiajului
1.2.6.1. Verificarea rezistenței la strivire a flancurilor canelurilor
1.2.6.2. Verificarea efortului unitar la forfecare
1.2.7. Calculul discului condus
1.2.8. Calculul forței de acționare a pedalei la mecanismul de acționare
mecanică
1.3. Clasificarea ambreiajelor
1.4. Variante constructive
1.4.1. Ambreiajul monodisc simplu cu arcuri periferice
1.4.2. Ambreiajul bidisc
1.4.3. Ambreiajul monodisc cu arc central tip diafragmă
1.5. Mecanisme de acționare
1.5.1. Construcția și funcționarea ambreiajului
1.5.1.1. Construcția ambreiajelor mecanice
1.5.1.1.1. Părțile componente și principiul de funcționare
al ambreiajelor mecanice
1.5.1.1.2. Influența ambreiajului asupra solicitărilor
dinamice din transmisia automobilului
1.5.1.1.3. Infuența ambreiajului asupra schimbării
treptelor din cutia de viteze
1.5.1.2. Construcția ambreiajelor hidraulice
1.5.1.3. Noutăți în construcția ambreiajelor
1.5.2. Construcția mecanismului de acționare a ambreiajului
1.5.2.1. Mecanisme de acționare mecanică
1.5.2.2. Mecanisme de acționare hidraulică
1.5.2.3. Mecanisme de acționare automată
1.6. Întreținerea și defecte în exploatare ale ambreiajului
1.6.1. Întreținerea ambreiajului
1.6.2. Materiale utilizate la construcția ambreiajelor
1.6.3. Defectele și tehnologia de recondiționare a ambreiajului
1.6.3.1. Discul condus
1.6.3.2. Furca de decuplare
1.6.3.3. Carcasa ambreiajului
1.6.3.4. Verificarea ambreiajului
1.7. Indicații și idei practice
1.8. Reapararea ambreiajului
1.8.1. Ambreiajul patinează sau nu cuplează
1.8.2. Ambreiajul nu decuplează
1.8.3. Ambreiajul cuplează cu smucituri sau face zgomote puternice
1.8.4. Verificarea și reglarea cursei libere a pedalei ambreiajului
1.8.5. Reglarea jocului dintre rulmentul de presiune și pârghiile de
decuplare
1.9. Transmisia longitudinală, principală și diferențialul
1.9.1. Uzura excesivă sau deteriorarea daturii pinioanelor sateliților sau
planetarelor
1.9.2. Griparea sau deteriorarea rulmenților transmisiei principale
1.9.3. Vibrații și zgomote
1.9.4. Ruperea sau slăbirea suportului intermediar
1.10. Norme de protecția muncii
CAPITOLUL AL II-LEA. CALCULUL AMBREIAJULUI MECANIC
MONODISC
2.1. Studiul soluțiilor similare și a tendinței de dezvoltare a autovehiculelor
similare cu cel primit prin tema de proiect
2.2. Analiza parametrilor principali ai automobilului
2.2.1. Soluția de organizare generală a automobilului proiectat
2.2.1.1. Modulul de dispunere a echipamentului de tracțiune
2.2.1.2. Dimensiunile principale
2.2.1.3. Amenajarea interioară
2.2.2. Masa autovehiculului, repartizarea masei pe punți și
determinarea coordonatelor centrului de masă
2.2.3. Alegerea pneurilor și determinarea razelor roților
2.2.4. Analiza parametrilor energetici
2.3. Studiul organizării generale și a formei caracteristice pentru autoturismul
impus prin temă
2.3.1. Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali exteriori
2.3.2. Determinarea parametrilor masici pentru principalele
subsansambluri ce compun autovehiculul impus prin temă
2.3.3. Predeterminarea formei și a dimensiunilor spațiului util, inclusiv a
interiorului postului de conducere
2.3.3.1. Manechinul bidimensional și postul de conducere
2.3.3.2. Dimensionarea cabinei
2.3.3.3. Dimensionarea volumului util
2.3.3.4. Verificarea vizibilității
2.3.4. Întocmirea schiței de organizare generală a automobilului
2.3.5. Determinarea poziției centrului de masă al automobilului
2.3.5.1. Determinarea poziției centrului de masă al automobilului
la sarcina utilă nulă
2.3.5.2. Verificarea capacității de trecere și a stabilității
longitudinale
2.4. Definirea condițiilor de autopropulsare
2.4.1. Rezistențele la înaintarea automobilului
2.4.1.1. Rezistența la rulare
2.4.1.2. Rezistența aerului
2.4.1.3. Rezistența la urcarea pantei
2.4.2. Ecuația generală de mișcare rectilinie a automobilului
2.5. Calculul de tracțiune
2.5.1. Adoptarea mărimii randamentului transmisiei
2.5.2. Determinarea caracteristicii exterioare a motorului
2.5.2.1. Alegerea tipului motorului
2.5.2.2. Determinarea analitică a caracteristicilor exterioare
2.5.2.3. Determinarea rapoartelor de transmisie ale transmisiei
2.5.2.3.1. Determinarea valorii maxime a raportului de
transmie a transmisiei
2.5.2.3.2. Determinarea valorii minime raportului de
transmisie
2.5.2.3.3. Determinarea valorii raportului de transmitere
al primei trepte din cutia de viteze
2.5.2.3.4. Determinarea numărului de trepte și calculul
rapoartelor de transmitere din cutia de viteze
2.6. Performanțele automobilului
2.6.1. Performanțele dinamice de trecere
2.6.1.1. Bilanțul de tracțiune și caracteristica de tracțiune
2.6.1.2. Bilanțul de putere și caracteristica de putere
2.6.1.3. Factorul dinamic și caracteristica dinamică
2.6.2. Performanțele de demarare
2.6.2.1. Accelerația automobilului și caracteristicile
accelerațiilor
2.6.2.2. Timpul și spațiul de demarare
2.6.3. Performanțele de frânare
2.6.3.1. Capacitatea de decelerație a automobilului
2.6.3.2. Caracteristica timpului și spațiului de frânare
2.6.3.3. Determinarea timpului de frânare
2.7. Calculul și construcția ambreiajului
2.7.1. Studiul soluțiilor similare
2.7.2. Soluția adoptată
2.7.3. Determinarea parametrilor principali ai ambreiajelor
2.7.3.1. Determinarea momentului de frecare și stabilirea
numărului de suprafețe de frecare
2.7.3.2. Determinarea coeficientului de siguranță, dimensiunii
garniturilor și forței de apăsare
2.7.3.3. Calculul presiunii specifice și verificările garniturilor
2.7.3.4. Calculul arcurilor de presiune periferice
2.7.3.5. Calculul discului de presiune al ambreiajului
2.7.3.6. Construcția discului propriu-zis
2.7.3.7. Calculul arborelui ambreiajului
2.7.4. Calculul și construcția mecanismului de acționare mecanică a
ambreiajului
2.7.5. Condiții generale impuse ambreiajului
CAPITOLUL AL III-LEA. CALCULUI AMBREIAJULUI MECANIC
MULTIDISC
3.1. Justificarea alegerii modelelor similare
3.2. Studiul tehnico-economic al soluțiilor utilizate la autovehicule similare
3.3. Calculul puterii motorului și determinarea caracteristicii lui exterioare
3.4. Calculul propriu-zis al ambreiajului
3.4.1. Determinarea momentului de calcul
3.4.2. Calcularea garniturilor de frecare
3.4.2.1. Determinarea dimensiunilor garniturilor de frecare
3.4.2.2. Determinarea presiunii specifice dintre suprafețele de
frecare
3.4.2.3. Verificarea la uzură a garniturilor de frecare
3.4.2.4. Calculul arcurilor de presiune
3.4.2.4.1. Calculul de uzură al garniturilor
3.4.2.4.2. Calculul arcurilor
3.4.2.4.3. Calculul arborelui
3.4.2.4.4. Alegerea amortizoarelor de oscilații
3.4.2.4.5. Calculul sistemului de acționare
3.4.2.4.6. Calculul încălzirii elementelor ambreiajului
CAPITOLUL AL IV-LEA. COMANDA AMBREIAJULUI
4.1. Comanda ambreiajului
4.2. Dispozitiv electronic de diagnoză
4.2.1. Arhitectura hardware a sistemului
4.2.1.1. Interpretorul ODB-II. Microcontrollerul ELM327
4.2.1.1.1. Caracteristicile structurale și funcționale
4.2.1.1.2. Schema bloc a microcontrollerului
4.2.1.2. Controlul afișajului și a alarmei. Microcontrollerul
ATMega32
4.2.1.2.1. Caracteristicile structurale și funcționaleb#%l!^+a?
4.2.1.2.2. UART
4.2.1.3. Interfața RS-232
4.2.1.4. Comunicația Bluetooth
4.2.1.5. Prezentarea mediului de dezvoltare
4.2.1.5.1. Atmel Studio 6.1.
4.2.1.5.2. Design Spark PCB
4.2.1.5.3. Eclipse
4.2.2. Proiectarea dispozitivului proiectat
4.2.2.1. Schema bloc de principiu a sistemului
4.2.2.2. Structura dispozitivului
4.2.2.2.1. Modul de alimentare
4.2.2.2.2. Modul de achiziție
4.2.2.2.3. Modul de interpretare ODB-II
4.2.2.2.4. Modul de control și afișaj
4.2.2.2.5. Modul de comunicație
4.2.2.2.6. Modul Bluetooth
4.2.2.2.7. Modul de interfață cu utilizatorul
4.2.2.3. Proiectarea cablajului imprimat
4.2.2.3.1. Cablajul imprimat al dispozitivului
4.2.2.3.2. Cablajul imprimat al modului de control
4.2.2.4. Software-ul dispozitivului
4.2.2.4.1. Inițierea comunicației UART
4.2.2.4.2. Transimisa de caractere și șiruri de caractere
4.2.2.4.3. Recepția de caractere și șiruri de caractere
4.2.2.4.4. Citirea și stocarea datelor unui parametru cerut
4.2.2.5. Programarea microcontrollerului
4.3. Modelarea matematică a simulatorului auto
4.3.1. Aspecte generale
4.3.1.1. Structura simulatorului
4.3.1.2. Cinematica mecanismelor
4.3.1.3. Dinamica mecanismelor
4.3.2. Planificarea traiectoriilor de mișcare
4.3.2.1. Generalități
4.3.2.2. Funcții polinomiale de interpretare
4.3.2.3. Traiectorii de mișcare în spațiul configurațiilor
4.3.2.3.1. Traiectorii de tipul 5-4-3-4-5
4.3.2.3.2. Traiectorii de tipul 3.n fără restricții
4.3.2.3.3. Traiectorii de tipul 3.n cu restricții
4.3.3. Descrierea modelului de simulare
4.3.3.1. Modelul V în proiectarea simulatorului
4.3.3.2. Generalități ale sistemelor de timp real
4.3.3.3. Dispozitivele software și hardware folosite la
dezvoltarea simulatorului auto
4.3.3.3.1. Mediul de dezvoltare CarSim
4.3.3.3.2. Matlab Simulink
4.3.3.3.3. dSpace
4.3.3.3.4. Actuatorii Ternary
4.3.3.3.5. Modelul de automobil la scară
4.3.3.4. Definirea ipotezelor
4.3.3.5. Etapele de utilizare ale echipamentelor
4.3.4. Rezultate numerice
4.3.4.1. Etapele de implementare ale algoritmului de control
4.3.4.2. Testarea și validarea
4.4. Programarea roboților industriali pe liniile automate
4.4.1. Reperele de studiat
4.4.2. Distribuția punctelor de sudură
4.4.3. Alegerea robotului și a efectorului final
4.4.4. Robotul pentru manipulare mase mari IRB 6600 S4C
4.4.4.1. Programarea offline
4.5. Realizarea unui computer de bord auto cu microcontrollerul PIC16F887
4.5.1. Schema bloc a microcontrollerului
4.5.2. Sistemele senzoriale
4.5.3. Programarea memoriei microcontrollerului
4.5.4. LCD-ul alfanumeric
4.5.5. Schema electronică generală
4.5.5.1. Senzorul de temperatură
4.5.5.2. Senzorul de lumină
4.5.6. Înreruperile pe Timer 1
4.5.7. Descrierea software a sistemului
4.6. Proiectarea unui sistem cu robot în programul Catia
CONCLUZII ȘI PROPUNERI
BIBLIOGRAFIE
ANEXE
CUPRINS
INTRODUCERE
CAPITOLUL I. CUPLAJE INTERMITENTE. AMBREIAJUL
1.1. Cuplaje intermitente
1.1.1. Cuplaje intermitente mecanice
1.1.1.1. Cuplaje cu gheare
1.1.1.2. Cuplaje cu dinți
1.1.2. Cuplaje intermitente automate
1.1.2.1. Cuplaje unilaterale
1.2. Rolul, cerințele impuse și calculul ambreiajului
1.2.1. Rolul și cerințele impuse ambreiajului
1.2.2. Determinarea parametrilor de bază ai ambreiajului
1.2.2.1. Coeficientul de siguranță al ambreiajului
1.2.2.2. Presiunea specifică
1.2.2.3. Creșterea temperaturii pieselor ambreiajului
1.2.3. Dimensionarea garniturilor de frecare
1.2.4. Calculul arcurilor de presiune
1.2.4.1. Calculul arcului diafragmă
1.2.4.2. Calculul arcurilor periferice
1.2.5. Calculul de dimensionare a discurilor de presiune
1.2.6. Calculul arborelui ambreiajului
1.2.6.1. Verificarea rezistenței la strivire a flancurilor canelurilor
1.2.6.2. Verificarea efortului unitar la forfecare
1.2.7. Calculul discului condus
1.2.8. Calculul forței de acționare a pedalei la mecanismul de acționare
mecanică
1.3. Clasificarea ambreiajelor
1.4. Variante constructive
1.4.1. Ambreiajul monodisc simplu cu arcuri periferice
1.4.2. Ambreiajul bidisc
1.4.3. Ambreiajul monodisc cu arc central tip diafragmă
1.5. Mecanisme de acționare
1.5.1. Construcția și funcționarea ambreiajului
1.5.1.1. Construcția ambreiajelor mecanice
1.5.1.1.1. Părțile componente și principiul de funcționare
al ambreiajelor mecanice
1.5.1.1.2. Influența ambreiajului asupra solicitărilor
dinamice din transmisia automobilului
1.5.1.1.3. Infuența ambreiajului asupra schimbării
treptelor din cutia de viteze
1.5.1.2. Construcția ambreiajelor hidraulice
1.5.1.3. Noutăți în construcția ambreiajelor
1.5.2. Construcția mecanismului de acționare a ambreiajului
1.5.2.1. Mecanisme de acționare mecanică
1.5.2.2. Mecanisme de acționare hidraulică
1.5.2.3. Mecanisme de acționare automată
1.6. Întreținerea și defecte în exploatare ale ambreiajului
1.6.1. Întreținerea ambreiajului
1.6.2. Materiale utilizate la construcția ambreiajelor
1.6.3. Defectele și tehnologia de recondiționare a ambreiajului
1.6.3.1. Discul condus
1.6.3.2. Furca de decuplare
1.6.3.3. Carcasa ambreiajului
1.6.3.4. Verificarea ambreiajului
1.7. Indicații și idei practice
1.8. Reapararea ambreiajului
1.8.1. Ambreiajul patinează sau nu cuplează
1.8.2. Ambreiajul nu decuplează
1.8.3. Ambreiajul cuplează cu smucituri sau face zgomote puternice
1.8.4. Verificarea și reglarea cursei libere a pedalei ambreiajului
1.8.5. Reglarea jocului dintre rulmentul de presiune și pârghiile de
decuplare
1.9. Transmisia longitudinală, principală și diferențialul
1.9.1. Uzura excesivă sau deteriorarea daturii pinioanelor sateliților sau
planetarelor
1.9.2. Griparea sau deteriorarea rulmenților transmisiei principale
1.9.3. Vibrații și zgomote
1.9.4. Ruperea sau slăbirea suportului intermediar
1.10. Norme de protecția muncii
CAPITOLUL AL II-LEA. CALCULUL AMBREIAJULUI MECANIC
MONODISC
2.1. Studiul soluțiilor similare și a tendinței de dezvoltare a autovehiculelor
similare cu cel primit prin tema de proiect
2.2. Analiza parametrilor principali ai automobilului
2.2.1. Soluția de organizare generală a automobilului proiectat
2.2.1.1. Modulul de dispunere a echipamentului de tracțiune
2.2.1.2. Dimensiunile principale
2.2.1.3. Amenajarea interioară
2.2.2. Masa autovehiculului, repartizarea masei pe punți și
determinarea coordonatelor centrului de masă
2.2.3. Alegerea pneurilor și determinarea razelor roților
2.2.4. Analiza parametrilor energetici
2.3. Studiul organizării generale și a formei caracteristice pentru autoturismul
impus prin temă
2.3.1. Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali exteriori
2.3.2. Determinarea parametrilor masici pentru principalele
subsansambluri ce compun autovehiculul impus prin temă
2.3.3. Predeterminarea formei și a dimensiunilor spațiului util, inclusiv a
interiorului postului de conducere
2.3.3.1. Manechinul bidimensional și postul de conducere
2.3.3.2. Dimensionarea cabinei
2.3.3.3. Dimensionarea volumului util
2.3.3.4. Verificarea vizibilității
2.3.4. Întocmirea schiței de organizare generală a automobilului
2.3.5. Determinarea poziției centrului de masă al automobilului
2.3.5.1. Determinarea poziției centrului de masă al automobilului
la sarcina utilă nulă
2.3.5.2. Verificarea capacității de trecere și a stabilității
longitudinale
2.4. Definirea condițiilor de autopropulsare
2.4.1. Rezistențele la înaintarea automobilului
2.4.1.1. Rezistența la rulare
2.4.1.2. Rezistența aerului
2.4.1.3. Rezistența la urcarea pantei
2.4.2. Ecuația generală de mișcare rectilinie a automobilului
2.5. Calculul de tracțiune
2.5.1. Adoptarea mărimii randamentului transmisiei
2.5.2. Determinarea caracteristicii exterioare a motorului
2.5.2.1. Alegerea tipului motorului
2.5.2.2. Determinarea analitică a caracteristicilor exterioare
2.5.2.3. Determinarea rapoartelor de transmisie ale transmisiei
2.5.2.3.1. Determinarea valorii maxime a raportului de
transmie a transmisiei
2.5.2.3.2. Determinarea valorii minime raportului de
transmisie
2.5.2.3.3. Determinarea valorii raportului de transmitere
al primei trepte din cutia de viteze
2.5.2.3.4. Determinarea numărului de trepte și calculul
rapoartelor de transmitere din cutia de viteze
2.6. Performanțele automobilului
2.6.1. Performanțele dinamice de trecere
2.6.1.1. Bilanțul de tracțiune și caracteristica de tracțiune
2.6.1.2. Bilanțul de putere și caracteristica de putere
2.6.1.3. Factorul dinamic și caracteristica dinamică
2.6.2. Performanțele de demarare
2.6.2.1. Accelerația automobilului și caracteristicile
accelerațiilor
2.6.2.2. Timpul și spațiul de demarare
2.6.3. Performanțele de frânare
2.6.3.1. Capacitatea de decelerație a automobilului
2.6.3.2. Caracteristica timpului și spațiului de frânare
2.6.3.3. Determinarea timpului de frânare
2.7. Calculul și construcția ambreiajului
2.7.1. Studiul soluțiilor similare
2.7.2. Soluția adoptată
2.7.3. Determinarea parametrilor principali ai ambreiajelor
2.7.3.1. Determinarea momentului de frecare și stabilirea
numărului de suprafețe de frecare
2.7.3.2. Determinarea coeficientului de siguranță, dimensiunii
garniturilor și forței de apăsare
2.7.3.3. Calculul presiunii specifice și verificările garniturilor
2.7.3.4. Calculul arcurilor de presiune periferice
2.7.3.5. Calculul discului de presiune al ambreiajului
2.7.3.6. Construcția discului propriu-zis
2.7.3.7. Calculul arborelui ambreiajului
2.7.4. Calculul și construcția mecanismului de acționare mecanică a
ambreiajului
2.7.5. Condiții generale impuse ambreiajului
CAPITOLUL AL III-LEA. CALCULUI AMBREIAJULUI MECANIC
MULTIDISC
3.1. Justificarea alegerii modelelor similare
3.2. Studiul tehnico-economic al soluțiilor utilizate la autovehicule similare
3.3. Calculul puterii motorului și determinarea caracteristicii lui exterioare
3.4. Calculul propriu-zis al ambreiajului
3.4.1. Determinarea momentului de calcul
3.4.2. Calcularea garniturilor de frecare
3.4.2.1. Determinarea dimensiunilor garniturilor de frecare
3.4.2.2. Determinarea presiunii specifice dintre suprafețele de
frecare
3.4.2.3. Verificarea la uzură a garniturilor de frecare
3.4.2.4. Calculul arcurilor de presiune
3.4.2.4.1. Calculul de uzură al garniturilor
3.4.2.4.2. Calculul arcurilor
3.4.2.4.3. Calculul arborelui
3.4.2.4.4. Alegerea amortizoarelor de oscilații
3.4.2.4.5. Calculul sistemului de acționare
3.4.2.4.6. Calculul încălzirii elementelor ambreiajului
CAPITOLUL AL IV-LEA. COMANDA AMBREIAJULUI
4.1. Comanda ambreiajului
4.2. Dispozitiv electronic de diagnoză
4.2.1. Arhitectura hardware a sistemului
4.2.1.1. Interpretorul ODB-II. Microcontrollerul ELM327
4.2.1.1.1. Caracteristicile structurale și funcționale
4.2.1.1.2. Schema bloc a microcontrollerului
4.2.1.2. Controlul afișajului și a alarmei. Microcontrollerul
ATMega32
4.2.1.2.1. Caracteristicile structurale și funcționaleb#%l!^+a?
4.2.1.2.2. UART
4.2.1.3. Interfața RS-232
4.2.1.4. Comunicația Bluetooth
4.2.1.5. Prezentarea mediului de dezvoltare
4.2.1.5.1. Atmel Studio 6.1.
4.2.1.5.2. Design Spark PCB
4.2.1.5.3. Eclipse
4.2.2. Proiectarea dispozitivului proiectat
4.2.2.1. Schema bloc de principiu a sistemului
4.2.2.2. Structura dispozitivului
4.2.2.2.1. Modul de alimentare
4.2.2.2.2. Modul de achiziție
4.2.2.2.3. Modul de interpretare ODB-II
4.2.2.2.4. Modul de control și afișaj
4.2.2.2.5. Modul de comunicație
4.2.2.2.6. Modul Bluetooth
4.2.2.2.7. Modul de interfață cu utilizatorul
4.2.2.3. Proiectarea cablajului imprimat
4.2.2.3.1. Cablajul imprimat al dispozitivului
4.2.2.3.2. Cablajul imprimat al modului de control
4.2.2.4. Software-ul dispozitivului
4.2.2.4.1. Inițierea comunicației UART
4.2.2.4.2. Transimisa de caractere și șiruri de caractere
4.2.2.4.3. Recepția de caractere și șiruri de caractere
4.2.2.4.4. Citirea și stocarea datelor unui parametru cerut
4.2.2.5. Programarea microcontrollerului
4.3. Modelarea matematică a simulatorului auto
4.3.1. Aspecte generale
4.3.1.1. Structura simulatorului
4.3.1.2. Cinematica mecanismelor
4.3.1.3. Dinamica mecanismelor
4.3.2. Planificarea traiectoriilor de mișcare
4.3.2.1. Generalități
4.3.2.2. Funcții polinomiale de interpretare
4.3.2.3. Traiectorii de mișcare în spațiul configurațiilor
4.3.2.3.1. Traiectorii de tipul 5-4-3-4-5
4.3.2.3.2. Traiectorii de tipul 3.n fără restricții
4.3.2.3.3. Traiectorii de tipul 3.n cu restricții
4.3.3. Descrierea modelului de simulare
4.3.3.1. Modelul V în proiectarea simulatorului
4.3.3.2. Generalități ale sistemelor de timp real
4.3.3.3. Dispozitivele software și hardware folosite la
dezvoltarea simulatorului auto
4.3.3.3.1. Mediul de dezvoltare CarSim
4.3.3.3.2. Matlab Simulink
4.3.3.3.3. dSpace
4.3.3.3.4. Actuatorii Ternary
4.3.3.3.5. Modelul de automobil la scară
4.3.3.4. Definirea ipotezelor
4.3.3.5. Etapele de utilizare ale echipamentelor
4.3.4. Rezultate numerice
4.3.4.1. Etapele de implementare ale algoritmului de control
4.3.4.2. Testarea și validarea
4.4. Programarea roboților industriali pe liniile automate
4.4.1. Reperele de studiat
4.4.2. Distribuția punctelor de sudură
4.4.3. Alegerea robotului și a efectorului final
4.4.4. Robotul pentru manipulare mase mari IRB 6600 S4C
4.4.4.1. Programarea offline
4.5. Realizarea unui computer de bord auto cu microcontrollerul PIC16F887
4.5.1. Schema bloc a microcontrollerului
4.5.2. Sistemele senzoriale
4.5.3. Programarea memoriei microcontrollerului
4.5.4. LCD-ul alfanumeric
4.5.5. Schema electronică generală
4.5.5.1. Senzorul de temperatură
4.5.5.2. Senzorul de lumină
4.5.6. Înreruperile pe Timer 1
4.5.7. Descrierea software a sistemului
4.6. Proiectarea unui sistem cu robot în programul Catia
CONCLUZII ȘI PROPUNERI
BIBLIOGRAFIE
ANEXE
INTRODUCERE
Aspecte generale. Principalele părți componente ale unui automobil sunt: motorul șasiul și caroseria. Motorul este alcătuit din mecanismul motor și instalaṭiile auxiliare. Mecanismul motor este alcătuit din organe (piese) fixe și organe mobile.Organele fixe principale ale motoarelor cu ardere internă sunt compuse din colectorul de admisie și colectorul de evacuare, chiulasa, blocul cilindrilor, carterul și brațele motorului. Din grupa organelor mobile fac parte arborele cotit și volantul, bielele și pistoanele cu bolți și segmenți.
Instalațiile auxiliare ale motorului sunt: instalația de alimentare; mecanismul de distribuție; instalația de aprindere; instalația de răcire; sistemul de pornire; aparatura pentru controlul funcționarii.
Șasiul este compus din: grupul organelor de transmitere a momentului motor la roțile motoare; sistemele de conducere; organele de susținere; instalațiile auxiliare.
Rolul transmisiei este de a transmite, de a modifica și de a distribui momentul motor la roțile autovehiculului.
Abreiajul are rolul de a realiza cuplarea progresivă și decuplarea motorului de restul transmisiei ȋn momentul pornirii, precum și ȋn timpul mersului, la schimbarea treptelor cutiei de viteze.
Rolul cutiei de viteze este de a modifica forṭa de tracțiune ȋn funcție de valoarea rezistenței la ȋnaintare.
Transmisia longitudinală (cardanică) servește la transmiterea momentului motor de la cutia de viteze la transmisia principală. Transmisia longitudinală (cardanică) are axele geometrice ale arborilor așezați sub un unghi variabil datorită variațiilor suspensiei.
Transmisia principală are rolul de a transmite momentul motor de la transmisia cardanică, sistemul ȋn plan longitudinal al autovehiculului, la diferențial și arborii planetari situați într-un plan transversal; transmisia principală mărește, ȋn același timp, momentul motor.
Mecanismul de direcție servește la schimbarea direcției de mers a automobilului, prin schimbarea planului de direcție ȋn raport cu planul longitudinal al automobilului; mecanismul de direcție este și un organ de siguranță rutieră.
Reducerea vitezei (sau chiar oprirea) automobilului se realizează cu ajutorul sistemului de frȃnare, după dorința conducătorului. De asemenea, cu ajutorul sistemului de frȃnare se realizează și imobilizarea automobilului ȋn timpul staționării sau parcării pe un plan orizontal, pantă sau rampă.
Instalațiile auxiliare ale automobilului servesc la asigurarea confortului siguranței circulației și a controlului exploatării.
Tema de proiect o constituie calculul ambriejaului monodisc și multidisc pentru autovehiculul Ford Transit, cu următoarele caracteristici:
Putere maximă [Kw]: 71/5250.
Cuplu maxim [Nm]: 150/5250.
Ambreiaj: ET/me (mecanic, monodisc, cu garnituri, uscat).
Cutie de viteze: Ford mt.
Rap. trs. tr.I: 4,17:1.
Rap. trs. MI: 3,76:1.
Formula roților: 4×2.
Dimensiuni pneuri: 225/70×16.
Greutate proprie: 1885.
Sarcină utilă 1600.
Greutate punte față: 1500.
Greutate punte spate: 2000.
Importanța și motivația temei. Lucrarea cu tema intitulată Analiza comparativă a soluțiilor constructive pentru ambreiajele autovehiculelor, prezintă noțiuni referitoare la cuplaje și ambreiaje monodisc și multidisc.
Cuplajele sunt organe de masaini care asigură legătură permanentă sau intermintenta pentru transmiterea mișcării de rotație de la un arbore la altul sau de la un organ de mașină la altul. Unele cuplaje sunt folosite ca elemente de protecție împotriva suprasolicitării organelor de mașini antrenate, sau pentru menținerea acționarii numai în anumite limite de viteze.
Cuplajele se folosesc pentru transmiterea mișcării și energiei mecanice de la un organ de mașină la altul sau de la o mașină sau un apărat la altul se realizează cu organe de mașini care alcătuiesc o transmisie mecanică.
În funcție de legătură dintre arbori, cuplajele sunt: cuplaje permanente; cuplaje intermitente. În abordarea specificului temei de cercetare, se vor avea în vedere doar cuplajele intermitente.
CAPITOLUL I
CUPLAJE INTERMITENTE. AMBREIAJUL
1.1. Cuplaje intermitente
Transmiterea mișcării și energiei mecanice de la un organ de mașină la altul sau de la o mașină sau un apărat la altul se realizează cu organe de mașini care alcătuiesc o transmisie mecanică.
Transmisiile mecanice pot realiza: legături între arborele motor al mașinii de b#%l!^+a?forță și arborele principal al mașinii de lucru sau între arborii mașinii de lucru pentru transmiterea puterii sau a mișcării; schimbarea turației de la un arbore la altul într-un raport dat, ca de exemplu la reductoare, la cutiile de viteze ale masinilor-unelte.
În funcție de elementele folosite se deosebesc următoarele categorii de transmisii mecanice: transmisii prin roti dințate; prin curele; lanț; cablu; prin roți de fricțiune; prin volanți; cuplaje.
Tipul de transmisie mecanică se stabilește ținând seama de distanța dintre: axe; puterea de transmisie; raportul de transmitere; randament, condiții de funcționare; construcția de mașinii; mecanismului.
Tehnologia și utilajele folosite la asamblarea transmisiilor mecanice sunt specifice fiecărei categorii de transmisie.
Cuplajele sunt organe de masaini care asigură legătură permanentă sau intermintenta pentru transmiterea mișcării de rotație de la un arbore la altul sau de la un organ de mașină la altul. Unele cuplaje sunt folosite ca elemente de protecție împotriva suprasolicitării organelor de mașini antrenate, sau pentru menținerea acționarii numai în anumite limite de viteze.
În funcție de legătură dintre arbori, cuplajele sunt:
Cuplaje permanente, la care legătura între cei doi arbori se întrerupe numai prin demontarea elementelor de asamblare a cuplajului. Aceste cuplaje pot fi fixe și mobile.
Cuplaje intermitente, la care legătura între cei doi arbori poate fi stabilită sau întreruptă, atât în repaus cât și în timpul funcționarii printr-o comanda exterioară fără a demonta cuplajul. Aceste cuplaje se numesc ambreiaje.
Cuplajele intermitente asigura o legătură temporară a arborilor în funcție de anumite condiții: turație, sens de rotație, supraîncărcări, conditi tehnologice.
Cuplarea sau decuplarea arborilor se face comandat sau automat, fără oprirea arborelui motor.
1.1.1. Cuplaje intermitente mecanice
La aceste cuplaje transmiterea momentului de torsiune se realizează mecanic. După caracterul funcționarii se împart în: comandate și automate. Comanda poate fi mecanică, hidrostatica, pneumostatica, electrică (electromagnetică).
1.1.1.1. Cuplaje cu gheare
Aceste cuplaje sunt asemănătoare cuplajelor permanente cu gheare dar spre deosebire de ele unul din semicuplaje se poate deplasa axial (asamblarea lui se face cu caneluri sau cu două pene paralele).
Figura nr. 1. Cuplaje cu gheare
Semicuplajul deplasabil este cel de pe arborele condus.
Cuplarea arborelui se poate realiza în repaus sau la o diferență relativ mică între turațiile arborilor, în funcție de profilul ghearelor. Profilul ghearelor poate fi: triunghiurilor simetric și nesimetric; trapezoidal simetric și nesimetric; și dreptunghiular.
Profilul triunghiular simetric se utilizează la transmiterea momentelor mici și la diferențe mici de turație între arbori. Avantajul lui este dat de ușurință și rapiditatea cuplării legată de numărul mare de gheare, până la 60.
Profilul trapezoidal simetric permite cuplarea la viteze relative mai mari și transmiterea de momente mai mari. Numărul ghearelor este z = 5…….11. Profilul dreptunghiular se utilizează la mașini greu încărcate. Permite cuplarea numai în repaus și decuplarea (debreierea) la diferențe mici de turații ale arborilor.
Profilele nesimetrice se utilizează pentru transmiterea momentelor de torsiune într-un singur sens. Pentru a ușura cuplarea dinții se teșesc. Într-o secțiune diametrală ghiarele triunghiulare au înălțimea variabilă (se micșorează spre centru). Celelalte tipuri pot avea și înălțimea constantă. Numărul ghearelor este în general z = 3…..60. El depinde, în principal, de doi factori: momentul de torsiune; durata impusă pentru cuplare.
Semicuplajele se execută în majoritatea cazurilor din oteluri carbon (OL 50, OLC 15), sau oțeluri aliate de cementare, care asigură durități ale suprafețelor de contact de 56……62HRC.
1.1.1.2. Cuplaje cu dinți
Aceste cuplaje constau din două roți dințate, una cu dantura interioară cealaltă cu dantura exterioară.
Avantajele acestor cuplaje în comparație cu cuplajele cu gheare sunt: posibilitatea folosirii unui semicuplaj că roata dințată după decuplare; prelucrarea se face cu ușurință (dantura este evolventrică); suprafața de contact este mai mare decât la cuplajele cu gheare de același gabarit.
Figura nr. 2. Cuplaje cu dinți
1.1.2. Cuplaje intermitente automate
Cuplajele intermitente automate asigura cuplarea să decuplarea automată, în funcție de anumite condiții impuse lanțului cinematic, din care fac parte; mărimea turației, sensul de rotație, valoarea momentului de torsiune maxim de transims. În acest sens, cuplajele automate pot fi limitarea de turație (cuplaj de siguranță).
1.1.2.1. Cuplaje unilaterale
Cuplaje unisens sunt cuplaje care transmit cu ușurință într-un sens singur sens, intrând în acțiune automat. Cuplajele unisens au o construcție complexă și transmit mișcarea doar când partea conducătoare și cea condusă se rotesc sincronizat prin intermediul rolelor sau corpurilor de blocare. Din acest motiv la alegerea schemei constructive are o deosebită importanta raportul care există între turațiile celor 2 inele, interior și exterior.
La majoritatea cuplajelor unisens, datorită prescrierii elementelor de blocare pe căile de rulare, la funcționarea în gol apare o forță de frecare care determină uzura tuturor element în contact, uzura care limitează durata de funcționare a acestor cuplaje. Pentru micșorarea uzurii la funcționarea în gol se folosesc diverse soluții constructive, des utilizată fiind decuplarea centrifugală a elementelor de blocare.
1.2. Rolul, cerințele impuse și calculul ambreiajului
Ambreiajul este ansamblul care se plasează între motor și cutia de viteze, separând cinematic motorul de transmisie, fiind asamblat în vecinătatea volantului cu care este compatibil în dimensiuni.
Ambreiajul este inclus în transmisia autovehiculului cu scopul compensării principalelor dezavantaje ale motorului cu ardere internă, care constau în: Imposibilitatea pornirii sub sarcină; existența unei zone de funcționare instabilă; imposibilitatea inversării sensului de rotație al arborelui cotit; mersul neuniform al arborelui cotit.
Figura nr. 3. Ambreiaj mecanic
Orice șofer știe că pedala de ambreiaj îi permite plecarea lină de pe loc și schimbarea vitezelor. Ce se întîmplă însă dincolo de pedală, din ce este alcătuit și cum funcționează ambreiajul, rămâne pentru mulți un mister total. De fapt, în cazul cutiilor de viteze manuale (nu automate), pedala de ambreiaj acționează, prin intermediul unui cablu, tijă sau prin intermediul unui sistem hidraulic, un mecanism situat între cutia de viteze și motor, ansamblu compus din volantă, discul de ambreiaj care are pe ambele fețe un material de fricțiune (ferodouri), placă de presiune și rulmentul de presiune.
1.2.1. Rolul și cerințele impuse ambreiajului
Tipul, construcția și particularitățile de funcționare ale ambreiajului și ale sistemului de acționare, sunt elemente de mare importanță în realizarea unei demaraj puternic, condiție absolut necesară pentru automobilele moderne și pentru posibilitățile actuale de deplasare. Prin intermediul ambreiajului, mișcarea de rotație a motorului este trimisă cutiei de viteze și de aici, roților motrice. Cât timp pedala nu este apăsată (ambreiere), placa de presiune presează ca într-un sandwich discul de ambreiaj de volantă atașată de axul principal al motorului, arborele cotit. Când se apăsă pedală de ambreiaj (debreiere), placa de presiune nu mai presează discul de ambreiaj pe volantă; în această situație, mișcarea de rotație a motorului nu se mai transmite cutiei de viteze și astfel pot fi schimbate treptele de viteză. În momentul decuplării (debreiere), discul de ambreiaj are în continuare o mișcare de rotație, mai mică însă decât cea a plăcii de presiune și a volantei. Această diferență de rotație este suplinită de rulmentul de presiune, solicitat doar în timpul debreierii. Astfel, ambreiajul este primul sistem care permite trecerea progresivă a rotației și a puterii motorului către cutia de viteze, permițînd pornirea lentă de pe loc a mașinii. Tot ambreiajul protejează motorul și transmisia de șocurile puternice și b#%l!^+a?periculoase pentru piesele aflate în mișcare. De exemplu, la o frânare bruscă, atunci când șoferul nu mai are timp să apese și pedală de ambreiaj, discul de ambreiaj patinează pe placa de presiune și pe volantă, evitând astfel ruperea arborelui cotit al motorului sau a transmisiei. Debreierea (apăsarea pedalei) se face întotdeauna brusc, fără nici un inconvenient, pe cînd ambreierea (cuplarea) la pornirea de pe loc sau după schimbarea treptelor de viteză, trebuie să fie progresivă, pentru a nu smuci sau cala motorul. Ambreiajul face parte din transmisia automobilului și este intercalat între motor și cutia de viteze, reprezentând organul de transmitere a momentului de la arborele cotit al motorului la cutia de viteze.
Ambreiajul servește la cuplarea și decuplarea transmisiei automobilului de motor. Decuplarea este necesară la oprirea și frânarea totală a automobilului sau la schimbarea treptelor de viteze, iar cuplarea este necesară la pornirea din loc și după schimbarea vitezelor. Prin decuplarea transmisiei de motor, roțile dințate din cutia de viteze nu se mai află sub sarcină și cuplarea lor se poate face fără eforturi mari între dinți. În caz contrar, schimbarea treptelor de viteză este aproape imposibilă, funcționarea cutiei de viteze fiind însoțită de zgomot puternic, uzură dinților este deosebit de mare și poate avea loc chiar distrugerea lor. Cuplarea lină a arborelui primar al cutiei de viteze cu arborele cotit al motorului, care are o turație ridicată, asigură creșterea treptată și fără șocuri a sarcinii la dinții roților dințate și la piesele transmisiei, fapt care micșorează uzură și elimină posibilitatea ruperii lor.
Ambreiajul face parte din transmisia automobilului și este intercalat îintre motor și cutia de viteze, reprezentând organul de transmitere a momentului de la arborele cotit al motorului la cutia de viteze.
Cerințele principale impuse ambreiajelor automobilelor sunt următoarele: la decuplare, să izoleze rapid și complet motorul de transmisie, pentru a face posibilă schimbarea vitezelor fără șocuri; să decupleze cu eforturi minime din partea conducătorului, fără a se obține însă o cursă la pedală mai mare de 120…200 mm (forța la pedală necesară declupari nu trebuie să depășească 150 N la autoturisme și 250 N la autocamioane și autobuze); la cuplare, să îmbine lin motorul cu transmisia, pentru a evita pornirea bruscă din loc în loc a automobilului și șocurile în mecanismele transmisiei; în stare cuplată, să asigure o îmbinare perfectă între motor și transmisie, fără patinare; elementele conduse ale ambreiajului să aibă momente de inerție cât mai reduse pentru micșorarea sarcinilor dinamice în transmisie; să aibă o funcționare sigură și de lungă durată; acționarea să fie simplă și ușoară; regimul termic să aibă valori reduse și să permită o bună transmitere a căldurii în mediul înconjurător, iar construcția să fie simplă și tehnologică.
Performanțele și calitățile dinamice ale automobilului sunt puternic influențate de capacitatea de demarare a acestuia, care poate fi apreciată cu ajutorul unor indici ca: accelerația, timpul și spațiul de demaraj. Procesul demarajului depinde de modul de cuplare al ambreiajului precum și de cantitatea de combustibil admisă în cilindrii motorului.
Ambreiajul este inclus în transmisia automobilelor în scopul compensării principalelor dezavantaje ale motorului cu ardere internă care sunt caracterizate de imposibilitatea pornirii sub sarcină, existența unei zone de funcționare instabilă și mersul neuniform. Ambreiajul servește la decuplarea temporară și la cuplarea progresivă a motorului cu transmisia. Decuplarea și cuplarea motorului de transmisie sunt necesare la pornirea din loc a automobilului și în timpul mersului pentru schimbarea treptelor de viteze. Ambreiajul servește, în același timp, la protejarea suprasarcinii a celorlalte organe ale transmisiei.
1.2.2. Determinarea parametrilor de bază ai ambreiajelor
Parametrii de bază care caracterizează construcția ambreiajului se referă la coeficientul de siguranță β, presiunea specifică ps, și creșterea de temperatură Δt, în ambreiaj, la pornirea motorului.
1.2.2.1. Coeficientul de siguranță al ambreiajului
Pe timpul funcționării ambreiajului, ca urmare a fazelor de cuplare-decuplare, se produce uzura suprafețelor de frecare a discurilor conduse. În consecință, apare o detensionare a arcurilor și deci o modificare a forței de apăsare. Pentru ca ambreiajul să fie capabil, în această situație, să transmită momentul maxim al motorului, se adoptă în calcul, momentul capabil, care este mai mare decât momentul maxim al motorului.
În calculul de predimensionare, acest lucru este luat în considerare prin coeficientul de siguranță al ambreiajului, notat , și definit ca valoare a raportului dintre momentul de calcul a ambreiajului Ma și momentul maxim al motorului MM.
În acestă situație se obține valoarea momentului necesar al ambreiajului:
Ma = . MM. (1)
Alegerea valorii coeficientului de siguranță al ambreiajului, în vederea determinării momentului necesar al ambreiajului, se face ținându-se seama de tipul și destinația automobilului, precum și de particularitățile ambreiajului. Valoarea coeficientului de siguranță influențează diferit funcționarea ambreiajului. Un coeficient mare împiedică patinarea ambreiajului în cazul uzării garniturilor de fricțiune, mărind durabilitatea ambreiajului și reducerea timpului de patinare, dar crește forța de acționare a pedalei ambreiajului și cresc suprasarcinile în transmisia automobilului deoarece ambreiajul nu patinează la apariția unor solicitări mari.
Valoarea prea mică a coeficientului de siguranță conduce la mărirea tendinței de patinare a ambreiajului, având ca efect mărirea duratei de patinare, ceea ce conduce la creșterea uzurii garniturilor de frânare.
În timpul exploatării automobilului, coeficientul de siguranță se micșorează datorită uzurii garniturilor de frecare, deorece prin uzura garniturilor, arcurile de presiune se destind și nu mai asigură forța de apăsare inițială.
În consecință se recomandă pentru coeficientul de siguranță, valorile din tabelul următor [16]:
Tabelul nr. 1. Valorile coeficientului de siguranță pentru diferite automobile
În cazul ambreiajelor semicentrifugale coeficientul de siguranță este o mărime variabilă care depinde de turația motorului [16].
În cazul ambreiajelor la care este prevăzută regarea forței de apăsare a arcurilor de presiune, ca și în cazul arcului central, coeficientul de siguranță se alege cu valori mai mici [45].
La ambreiajele cu mai multe discuri se recomandă ca valoarea coeficientului de siguranță să fie majorată cu 15…20% față de valorile recomandate pentru ambreiajele cu un singur disc, deoarece frecarea între piesele ambreiajului este mai mare [45].
1.2.2.2. Presiunea specifică
Presiunea specifică (po), dintre suprafețele de frecare ale ambreiajului se definește ca raportul dintre forța dezvoltată de arcurile de presiune F și aria unei suprafețe de frecare a ambreiajului A:
po = F/A [MPa] (2)
Forța de apăsare F asupra discurilor se poate determina din condiția ca momentul de frecare al ambreiajului să fie egal cu momentul de calcul.
F = Ma/i.μ.Rmed (3)
unde: i = 2.n reprezintă numărul suprafețelor de frecare (n-numărul de discuri conduse); μ -coeficientul de frecare dintre discurile ambreiajului; Rmed – raza medie a garniturilor de fricțiune: Rmed = (Re + Ri)/2
Valoarea maximă a presiunii specifice este limitată prin tensiunea admisibilă de strivire a materialului constituient al garniturilor. La adoptarea valorii de predimensionare a ambreiajului trebuie să se țină seama de următoarele aspecte: valorile mari ale presiunii specifice favorizează reducerea dimensiunilor constructive ale ambreiajului, dar reduce substanțial durabilitatea lui; valorile mici ale presiunii specifice implică creșteri ale gabaritului, a maselor și a momentelor de inerție ale părții conduse a ambreiajului. Datorită creșterii razelor, cresc vitezele tangențiale alunecare dintre suprafețele de contact la cuplarea ambreiajului, situație în care crește uzura de alunecare a garniturilor.
Coeficientul de frecare poate avea diferite valori în funcție de natura suprafețelor în frecare conform tabelului următor:
Tabelul nr. 2. Valori ale coeficientului de frecare μ pentru diferite materiale
În cazul în care se ține seama de pierderile prin frecare din canelurile discului condus și din elementele de ghidare ale discului de presiune, forța F se poate exprima cu ajutorul relației:
F = cf. Fa (4)
în care: Fa reprezintă forța de apăsare a arcurilor asupra discurilor ambreiajului;, iar cf – coeficient care ține seama de forțele de frecare. Pentru ambreiajele monodisc cf = 0,90…0,95 , iar pentru ambreiajele bidisc cf = 0,80…0,85.
Din considerente de uzură a suprafețelor de frecare, presiunea specifică a ambreiajului se admite în următoarele limite [16]: po = 0,2…0,5 MPa pentru garniturile din rășini sintetice impregnate cu kevlar sau cu fibre de sticlă și po = 1,5…2,0 MPa pentru garniturile metaloceramice.
În cazul discurilor de fricțiune cu diametre mari, viteza de patinare în zona periferică a acestora atinge valori foarte mari, fapt pentru care se recomandă ca presiunea specifică să fie adusă spre limitele inferioare. La valori mari ale coeficientului de siguranță, se admit presiuni specifice mari.
1.2.2.3. Creșterea temperaturii pieselor ambreiajului b#%l!^+a?
Pe timpul circulației în special în mediu urban, frecvența cuplărilor-decuplărilor ambreiajului este mare. Deoarece pe timpul acestor procese, o parte din lucrul mecanic al motorului se transformă prin patinare în căldură, crește temperatura pieselor ambreiajului, ceea ce face ca garniturile de fricțiune să lucreze la temperaturi ridicate.
Verificarea la încălzire se face pentru discurile de presiune, considerând situația cea mai defavorabilă, pornirea de pe loc, când lucrul mecanic de patinare este cel mai mare și considerând că datorită timpului de cuplare redus procesul este adiabatic.
Relația de verificare utilizată în aceste condiții va fi:
Δt = α.L/c. mp (5)
unde: α = 0,5 – coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic preluată de discul de presiune al ambreiajului; c = 500 J/kg. oC este căldura specifică a pieselor din fontă și oțel; mp – masa pieselor ce se încălzesc; L – lucrul mecanic de patinare. Acesta se poate calcula aproximativ cu relația:
L = 357,3. Ga.rr2/icv12. io2 (6)
Considerând: Ls = L/i.A* în care: Ls – lucru mecanic specific de frecare; i – numărul de perechi de suprafețe de frecare; A* – suprafața unei garnituri de frecare, lucrul mecanic specific de frecare nu trebuie să depășească valoarea de 0,75 daN. m/cm2.
Ambreiajul se consideră bun din punct de vedere al încălzirii, dacă creșterea de temperatură la pornirea de pe loc este în limitele Δt = 8…15 oC.
1.2.3. Dimensionarea garniturilor de frecare
Garniturile de frecare sunt componente ale discului condus prin intermediul cărora se stabilește, prin forțe de frecare, legătura de cuplare a ambreiajului.
Dimensiunile garniturilor de fricțiune se determină din condiția ca momentul capabil al ambreiajului să fie egal cu momentul necesar, folosind relațiile:
Re = [2.β.MM/μ.i.π.po.(1-c2).(1+c)]1/3 (7)
Ri = Re. c (8)
relație în care c reprezintă un coeficient care arată diferența dintre razele suprafețelor de frecare.
Valori mici ale coeficientului c sunt specifice garniturilor cu lățime mare, ceea ce are ca efect o uzură neuniformă a garniturilor de frecare datorită diferenței mari dintre vitezele de alunecare. Din această cauză, pentru automobilele echipate cu motoare rapide se recomandă folosirea valorilor coeficientului c spre limita superioară. Literatura de specialitate [16] recomandă pentru acest coeficient valori în intervalul c = 0,53…0,75.
Suprafața garniturilor de frânare se mai poate determina, ținând seama de valoarea momentului maxim al motorului și de tipul automobilului, folosind relația:
A = λ. MM (9)
λ este un coeficient care depinde de tipul automobilului și de tipul ambreiajului și poate avea valorile din tabelul următor [45]:
Tabelul nr. 3. Valorile coeficientului λ
În acastă situație, raza exterioară se calculează cu relația:
Re = [λ.MM/i.π.(1-c2)]1/2 (10)
Deoarece garniturile de frecare sunt piese care se uzează frecvent în exploatare, necesitând înlocuirea lor periodică, pentru a se asigura interschimbabilitatea, se realizează într-o gamă tipodimensională limitată prezentată în tabelul următor (conform STAS 7793-83). În aceste condiții valorile Re și Ri obținute prin calcul cu relațiile anterioare sunt valori de predimensionare, valorile definitive ținând seama de încadrarea valorilor de calcul în prima valoare normalizată a garniturilor.
Tabelul nr. 4. Dimensiunile garniturilor de frecare pentru ambreiaje [mm]
În acest tabel g reprezintă grosimea garniturii de fricțiune.
În construcția de automobile, diametrul exterior al garniturilor de fricțiune depășește rar valoarea de 350 mm. Dacă în urma calculului efectuat, valoarea acestuia este mai mare, atunci se recomandă utilizarea ambreiajului bidisc.
Luând în considerare dimensiunile garniturilor de frecare, momentul de frecare al ambreiajului poate fi calculat cu relația:
Ma* = 2.μ.F.(Re3 – Ri3)/3.(Re2 – Ri2) (11)
Această valoare trebuie să fie egală sau mai mare decât Ma calculat cu relația (1).
1.2.4. Calculul arcurilor de presiune
Pentru menținerea stării cuplate a ambreiajului la limita momentului necesar, trebuie ca pe suprafața de frecare să se dezvolte forța normală calculată cu relația (3).
La ambreiajele cu arc diafragmă, această forță trebuie să fie dezvoltată de arc în starea cuplată a ambreiajului. La ambreiajele cu arcuri periferice, forța de apăsare este dată de forța totală a arcurilor de presiune dispuse echidistant pe periferia discului de presiune. Numărul de arcuri se alege multiplu al numărului de pârghii de decuplare, țanând seama ca forța dezvoltată de un arc să nu depășească 500…700 N.
1.2.4.1. Calculul arcului diafragmă
Forțele care solicită arcul diafragmă în cele două situații de rezemare care apar în timpul funcționării ambreiajului (în situația ambreiat, respectiv debreiat) sunt prezentate în figura următoare. Semnificația forțelor este următoarea: F – forța de ambreiere; Q – forța de debreiere.
Elementele geometrice ale unui arc diafragmă sunt prezentate în figura următoare:
Figura nr. 4. Elementele geometrice ale arcului diafragmă
Figura nr. 5. Forțele care acționează asupra ambreiajului a – starea ambreiat; b – starea debreiat
Se consideră că arcul diafragmă prezintă două elemente funcționale reunite într-o singură piesă; partea tronconică plină, care este de fapt un arc disc cu rolul de arc de presiune, și lamelele, care de fapt sunt pârghii încastrate în pânza arcului de disc cu rolul de pârghii de debreiere.
Pentru calculul forței Q se utilizează relația:
Q = F.(d1 – d2)/ (d2 – d3) (12)
Calculul de rezistență al arcului se face pentru eforturile tangențiale folosind relația:
t max = 4.E.f [k1(h – f/2) + k3.s]/(1 – 2).k1.d12 (13)
unde: E – modulul de elasticitate al materialului. Deoarece, de regulă, arcurile diafragmă se confecționează din Oțel arc 1 (STAS 795-71), E = 2,1.106 daN/cm2; f – deformația arcului în dreptul diametrului d2, f = 1,7.h; – coeficientul lui Poisson, = 0,25; k1, k2, k3 – coeficienți de formă cu valorile:
k1 = (1 -d2/d1)2/.[(d1 + d2)/(d1 – d2) – 2/ln(d1/d2)] (14)
k2 =[6/.ln(d1/d2)].[(d1/d2 – 1)/ln(d1/d2) -1] (15)
k3 = 3.(d1/d2 – 1)/ .ln(d1/d2) (16)
Efortul maxim se compară cu limita la cuegere a materialului c.
1.2.4.2. Calculul arcurilor periferice
Arcurile periferice sunt arcuri elicoidale din sârmă trasă cu secțiune circulară și cu caracteristica liniară.
Forța pe care trebuie să o dezvolte un arc se calculează cu relația:
F* = F/n (17)
unde: n – numărul de arcuri ales. Pentru ca arcurile să acționeze asupra discului de presiune cu o apăsare uniformă, numărul arcurilor se alege, în general, multiplu de 3.
Numărul arcurilor se alege astfel încât forța F* dată de un arc să se încadreze între valorile 40…80 daN (100 daN în cazul autocamioanelor și autospecialelor grele și foarte grele).
În general, numărul arcurilor se alege în funcție de diametrul exterior al garniturilor de frecare.
Tabelul nr. 5. Recomandări pentru alegerea numărului de arcuri de presiune [16]
Calculul arcurilor de presiune se face pentru ambreiajul decuplat când fiecare arc dezvoltă forța F**:
F** = (1,15…1,25).F* (18)
Arcurile periferice sunt solicitate la torsiune, iar efortul unitar τt se calculează cu relația:
τt = 8.k.F**.D/π.d3 (19)
unde, conform figurii următoare: D – diametrul mediu de înfășurare arcului; d – diametrul sârmei arcului; k – coeficient de corecție al arcului. Valoarea obținută se compară cu valoarea admisibilă a efortului unitar la torsiune τa = 700 N/mm2.
b#%l!^+a?
Figura nr. 6. Elementele geometrice ale arcurilor elicoidale
Notând raportul D/d = c, din relația (19) rezultă diametru d:
d = (8.k.F**.c/π.σta) (20)
Raportul dintre diametre se recomandă să fie: c = 5…8.
Pentru arcurile periferice, rezistența admisibilă la torsiune: σta = 7000 daN/cm2.
Coeficientul de corecție k depinde de raportul dintre diametre și se calculează curelația [16]:
k = [(4c – 1)/4.(c – 1) + 0,615/c] (21)
Definitivarea diametrului d se face ținând seama că sârma trasă din oțel pentru arcuri este standardizată. După determinarea diametrului d al sârmei, cunoscând raportul c = D/d se poate calcula și diametrul mediu de înfășurare al arcului D.
Tabelul nr. 6. Diametrul d pentru arcuri din sârmă de oțel trasă [mm]
Tabelul nr. 7. Parametrii constructivi ai arcurilor periferice
Săgeata f [mm] a arcului se calculează cu relația:
f = 8.F*.Dm.n/G.d4 (22)
unde: Dm – diametrul mediu al arcului; n – numărul de spire active; G – modulul de elasticitate transversal, G = 8.104 N/mm2.
1.2.5. Calculul de dimensionare a discurilor de presiune
Funcțional, discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forței arcurilor pe suprafața de frecare, componentă a părții conducătoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri și eventualele pârghii de debreiere și masă metalică pentru preluarea căldurii rezultate în urma patinării ambreiajului. Față de aceste funcții, predimensionarea lui se face din condiția preluării căldurii revenite în timpul patinării, fără încălziri periculoase.
Asimilând discul de presiune cu un corp cilindric cu dimensiunile bazei exterioare red = Re + (3…5) mm, raza interioară rid = Ri – (3…5) mm, unde Re și Ri sunt razele exterioară, respectiv interioară ale discului condus, se obține înălțimea necesară a discului de presiune:
hd = L.t.c.(red2 – rid2) (23)
relație în care: L – lucrul mecanic de patinare. Acesta se poate calcula aproximativ cu relația:
L = 357,3. Ga.rr2/icv12. io2 (24)
unde: Ga – greutatea autovehiculului; rr – raza de rulare a roții; icv1 – raportul de transmitere în treapta I al cutiei de viteze; = 0,5 – coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic preluată de discul de presiune al ambreiajului; masa specifică a discului de presiune, kg/m3.
t = .L/c. mp (25)
unde: = 0,5 – coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic preluată de discul de presiune al ambreiajului; c = 500 J/kg. oC este căldura specifică a pieselor din fontă și oțel; mp – masa pieselor ce se încălzesc.
Grosimea determinată reprezintă o valoare minimă. Fața exterioară a discului este profilată în vederea creșterii rigidității, a generării unui curent intens de aer pentru răcire și pentru a permite legăturile cu elementele pe care se cuplează.
1.2.6. Calculul arborelui ambreiajului
Arborele ambreiajului este solicitat la torsiune de către momentul de calcul al ambreiajului. Diametrul de predimensionare este dat de relația:
Di = (MM/0,2. ta)1/3 (26)
unde: ta – solicitarea admisibilă la torsiune, ta = 1000…1200 daN/cm2.
Valoarea definitivă a diametrului se adoptă din STAS 7346-85 (pentru canelurile triunghiulare), sau STAS 6858-85 (pentru canelurile în evolventă).
Canelurile triunghiulare pot prelua sarcini și cu șoc, centrarea realizându-se pe flancuri, în timp ce canelurile în evolventă permit transmiterea fluxurilor mari de putere.
Atât canelurile arborelui cât și cele ale butucului trebuie verificate la strivire și forfecare.
1.2.6.1. Verificarea rezistenței la strivire a flancurilor canelurilor
Verificarea rezistenței la strivire a flancurilor canelurilor se face cu relația:
σs = k.2.β.MM/z.Dd.h.L (27)
unde: k – coeficientul de repartizare a sarcinii pe caneluri (se adoptă k = 0,5 pentru canelurile triunghiulare, respectiv k = 1,33 pentru canelurile în evolvență); Dd – diametru mediu al canelurilor; h – înălțimea portantă a canelurilor, h = (De – Di)/2; z – numărul de caneluri; L – lungimea de îmbinare cu butucul discului condus.
Solicitarea admisibilă la strivire trebuie să se încadreze în limitele: σs = 200…250 daN/cm2.
1.2.6.2. Verificarea efortului unitar la forfecare
Verificarea efortului unitar la forfecare se face cu relația:
f = 4..MM/z.L b.(De + Di) (28)
b fiind lățimea canelurilor.
Solicitarea admisibilă la forfecare este cuprinsă între limitele: af = 200…300 daN/cm2.
Pentru lungimea butucului se recomandă următoarele valori: L = De pentru automobile ce se deplasează pe drumuri obișnuite și L = 1,4 De pentru automobilele de teren.
Arborele ambreiajului se execută din oțel aliat pentru cementare.
1.2.7. Calculul discului condus
La discul condus se face verificarea niturilor de fixare a discului la butuc și a niturilor de fixare a garniturilor de frecare pe disc.
La unele tipuri de ambreiaje, discul condus se fixează de flanșa butucului prin intermediul unor nituri confecționate din OL34 sau OL38, având diametrul mediu cuprins între 6…10 mm.
Niturile se verifică la forfecare și strivire cu relațiile:
τf = β.MM/zn.rn .An (la forfecare) (29)
respectiv:
σs = β.MM/zn.rn.dn.l (pentru strivire) (30)
În aceste relații: rn – raza cercului pe care sunt dispuse niturile; zn – numărul niturilor; An – secțiunea transversală a nitului; dn – diametrul nitului; ln – lungimea părții active a nitului.
Valorile admisibile pentru aceste solicitări sunt: τaf < 300 daN/cm2; σsa = 800…900 daN/cm2.
Niturile de fixare ale garniturlor de frecare se verifică similar.
1.2.8. Calculul forței de acționare a pedalei la mecanismul de acționare
mecanică
Forța Fp de acționare a pedalei la decuplarea ambreiajului se determină cu relația:
Fp = F/ia. ηa = β.MM/μ. ηa. i.Rm.ia (31)
unde: i – numărul de perechi de suprafețe de frecare; ia – raportul de transmitere al mecanismului de acționare, ia = 25…45 [16]; Rm – raza medie a garniturilor de frecare; ηa – randamentul mecanismului de acționare, ηa = 0,8…0,85.
Din această relație se observă că cele mai eficiente căi pentru reducerea forței de acționare a pedalei sunt: utilizarea garniturilor de fricțiune metaloceramice, care au un coeficient de frecare ridicat; mărirea randamentului mecanismului de acționare prin întrebuințarea pârghiilor de debreiere prevăzute în punctele de articulație cu bile sau cu role, micșorarea numărului de articulații din mecanismul de acționare, sau prin utilizarea arcului central diafragmă.
Forța la pedală Fp (la ambreiajele fără servomecanisme auxiliare) nu trebuie să depășească 15…25 daN, deoarece consumul prea mare de efort fizic conduce la obosirea excesivă a conducătorilor auto.
1.3. Clasificarea ambreiajelor
Clasificarea ambreiajelor utilizate în construcția de autovehicule se realizează după modul de acționare și după modul de transmitere a momentului motor.
După modelul de acționare ambreiajele se împart în: ambreiaje neautomate (puse în funcțiune de forța musculară a conducătorului auto prin acționarea mecanică sau hidraulică), ambreiaje automate, acționate hidraulic, pneumatic, electric sau vacuumatic, în funcție de poziția pedalei de accelerație, turația sau sarcina motorului sau de poziția pârghiei de schimbare a treptelor de viteză
După modul de transmitere a momentului motor de la parte conducătoare la partea condusă se împart în: mecanice cu fricțiune, care realizează transmiterea momentului motor prin frecarea dintre părțile conducătoare și cele conduse ale ambreiajului; hidraulice, care transmit momentul motor prin intermediul unui lichid; electromagnetice, care realizează transmiterea momentului motor prin interacțiunea câmpurilor electromagnetice ale părților conducătoare și conduse; combinate.
Ambreiajele mecanice se clasifică după mai multe criterii, și anume:
După forma suprafeței de frecare și direcția de aplicare a forței de apăsare, se deosebesc: ambreiaje cu discuri (forță axială), ambreiaje cu tamburi (forță radială), ambreiaje cu conuri (forță radial-axială).
După modul de realizare a forței de apăsare, există: ambreiaje cu arcuri, ambreiaje cu pârghii, ambreiaje electromagnetice, ambreiaje hidrostatice cu apăsare hidraulică, ambreiaje semicentrifuge, ambreiaje centrifuge.
După construcția mecanismului de presiune, se deosebesc: ambreiaje normal cuplate, ambreiaje facultativ cuplate.
După natura frecării pot fi: ambreiaje cu frecare uscată, ambreiaje cu frecare umedă
După modelul de distribuție a puterii de transmisie, se b#%l!^+a?deosebesc: ambreiaje cu un singur sens (simple), ambreiaje cu două sensuri (duble)
Figura nr. 7. Ambreiaj mecanic cuplat și decuplat
Funcționarea ambreiajului mecanic se bazează pe forțele de frecare care apar între două sau mai multe perechi de suprafețe sub acțiunea unei forțe de apăsare. Părțile componente ale unui ambreiaj sunt grupate astfel: partea conducătoare; partea condusă; mecanismul de acționare. Partea conducătoare a ambreiajului este solidară la rotație cu volantul motorului, iar partea condusă cu arborele ambreiajului. Pe volantul motorului este apăsat discul condus de către discul de presiune datorită forței dezvoltate de arcuri. Discul condus se poate deplasa axial pe canelurile arborelui ambreiajului. Discul de presiune este solidar la rotație cu volantul prin intermediul carcasei. Partea conducătoare a ambreiajului este formată din: volantul, discul de presiune, carcasă și arcurile de presiune. Partea condusă se compune din: discul condus cu garniturile de frecare și arborele ambreiajului. Prin frecarea ce ia naștere între suprafețele de contact ale volantului și discul de presiune pe de o parte și suprafețele discului condus pe de altă parte, momentul motor este transmis arborelui primar al cutiei de viteză și mai departe, prin celelalte organe ale transmisiei, la roțile motoare.
Dacă se apasă asupra pedalei mecanismului de comandă al ambreiajului, forța se transmite prin pârghia cu furcă la manșonul discului de presiune și învingând forța dezvoltată de arcuri, depărtează discul de frecare, iar momentul motor nu se transmite mai departe; această este poziția decuplat a ambreiajului. Cuplarea din nou a ambreiajului se realizează prin eliberarea lină a pedalei, după care arcurile vor apăsa din nou discul de presiune pe discul condus, iar acesta din urmă pe volant. Atâta timp cât între suprafețele de frecare ale discurilor și volantului nu există o apăsare mare, forța de frecare care ia naștere între aceste suprafețe va fi mică. În acest caz, ambreiajul nu va putea transmite întregul moment motor și în consecință, va există o alunecare între volant și discul condus, motiv pentru care discul va avea o turație mai mică. Această este perioadă de patinare a ambreiajului. În această situație se va transmite prin ambreiaj numai o parte din momentul motor. În perioadă de patinare a ambreiajului, o parte din energia mecanică se transformă în energie termică, iar ambreiajul se încălzește, producând uzură mai rapidă a garniturilor de frecare ale discului condus. La eliberarea completă a pedalei ambreiajului, forță de apăsare dezvoltată de arcuri este suficient de mare pentru ase transmite în întregime momentul motor.
Ambreiajele macanice utilizate la automobile se clasifică după mai multe criterii. După forma geometrică a suprafețelor de frecare, ambreiajele pot fi: cu discuri, cu saboți și cu conuri. După numărul arcurilor de presiune și modul de dispunere a lor, ambreiajele pot fi: cu mai multe arcuri dispuse periferic și cu un singur arc central. După numărul discurilor conduse, ambreiajele pot fiu: cu un disc, cu două discuri și cu mai multe discuri. După modul de obținere a forței de apăsare, ambreiajele pot fi: simple, semicentrifuge și centrifuge. După condițiile de lucru ale suprafețelor de frecare, ambreiajele pot fi: uscate sau în ulei. După tipul mecanismului de comandă, ambreiajele pot fi cu comandă: mecanică, hidraulică, cu servomecanism și automată. După modul de realizare a debreierii, ambreiajele pot fi: cu debreire manuală, semiautomata, automată.
Ambreiajele hidrodinamice lucrează după principiul mașinilor hidraulice rotative și constă în asocierea unei pompe centrifuge și a unei turbine într-un singur agregat, folosind că agent de transmisie un lichid. Ambreiajele hidrodinamice se folosesc la unele tipuri de automobile moderne datorită unor avantaje: demarare mai lină a automobilului, deplasarea în priză directă la viteze foarte reduse. Ambreiajul hidrodinamic este format dintr-un rotor-pompă, montat pe arborele motor în locul volantului și din rotor-turbină, montat pe arborele condus. Cele două componente au la partea exterioară palete radiale plane. Întregul ansamblu este închis într-o carcasă etanșă, umplută în proporție de 85% cu ulei mineral pentru turbine. În momentul care motorul începe să funcționeze, va antrena și rotorul pompă iar uleiul care se găsește între paletele sale sub acțiunea forței centrifuge; este împins către periferie și obligat să circule în sensul săgeții, adică uleiul va trece din rotor-pompă în rotor-turbină și apăsând asupra paletelor lui în mișcare. La demarare când automobilului încă nu este în mișcare, turația rotorului-turbină este zero. La o viteză a rotorului, turbina egală cu a rotorului-pompă articolele nu va mai circulă, deoarece cele două forțe centrifuge vor fi egale.
Figura nr. 8. Ambreiaj hidrodinamic
Particulele vor trece din rotorul pompă în rotorul-turbină numai în cazul în care rotorul turbină se va roti mai încet decât rotorul pompă. Existența alunecării face ca în toate cazurile, ambreiajul hidodinamic să transmită un moment oarecare la sistemul de rulare al automobilului și să nu fie posibilă niciodată o decuplare completă a motorului de transmisie, iar schimbarea treptelor de viteză să fi anevoioasă. Din acest motiv, la automobilele cu cutii de viteză în trepte, ambreiajul hidrodinamic se utilizează împreună cu un ambreiaj mecanic auxiliar, care să asigure o declupare completă între motor și transmisie. Utilizarea ambreiajului hidrodinamic fără ambreiajul mecanic este permisă numai la automobilele echipate cu cutii de viteze planetare, la care schimbarea treptelor de viteză se face prin frânarea unor elemente ale transmisiei planetare. Ambreiajele hidrodinamice prezintă următoarele avantaje: conferă automobilului o demarare mai lină; permit deplasarea în priză directă cu viteză redusă; amortizează oscilațiile de răsucire. Ambreiajele hidrodinamice pot fi cu prag fix, cu prag mobil sau cu cameră de colectare.
Pentru ușurarea conducerii automobilelor a luat extindere în ultimul timp o dată cu folosirea cutiilor de viteze hidrodinamice, utilizarea ambreiajelor cu comandă automată. Dintre acestea fac parte și ambreiajele electromagnetice, a căror construcție poate să difere în funcție de modul în care se realizează legătură dintre partea condusă și partea conducătoare și anume: ambreiajele cu umplere magnetică, la care solidarizarea părții conduse cu cea conducătoare se realizează prin magnetizarea pulberii, care umple cavitatea interioară a ambreiajului; ambreiajele fără pulbere magnetică, la care forța de cuplare este dată de un electromagnet alimentat de o sursă de curent a automobilului.
Figura nr. 9. Ambreiaj cu comandă automată
În ambreiajele din primă categorie, corpul de lucru îl constituie pulberea magnetică de fier, care se află într-un spațiu inelar. Acest spațiu care leagă partea conducătoare a ambreiajului de cea condusă se află dispus între polii unor electromagneți. Prin conectarea înfășurări de excitație, alimentată de curentul furnizat de bateria de acumulatoare, particulele de pulbere se concentrează de-a lungul liniilor de forță magnetice, formând niște lanțuri magnetice care rigidizează pulberea transformând-o într-un corp solid. La un ambreiaj pulbere magnetică sistemul de cuplare este este încorporat în volant, executat din oțel și constituind împreună cu discul circuitul magnetic al ambreiajului. Între peretele interior al volantului și degajarea discului este dispusă bobina de excitație, alimentată cu curent electric al motorului, cu care este cuplată prin intermediul inelului de contact. Acest inel este protejat de capacul izolator pe care se află montată și peria din cupru grafiat. Între peretele interior al volantului și discul solidar cu el este realizat un spațiu de lucru în care se dispune marginea superioară a elementului condus executat din plăci subțiri din tablă de hotel și care prin intermediul butucului sau canelat, este montat pe arborele primar al cutie de viteze. Pulberea magnetică este menținută în spațiul de lucru cu ajutorul garniturilor de protecție al bucșei. Capătul canelat al arborelui primar este sprijinit de de rulment. Periferia volantului este prevăzută cu coroană dințată cu care se angrenează pinionul motorului electric de pornire. Ca pulbere magnetică se folosește, în general fierul carbonic. Momentul motor transmis de ambreiaj poate fi reglat progresiv, în funcție de intensitatea curentului electric care circulă prin bobina de excitație. Astfel la mersul în gol a motorului, tensiunea generatorului de curent este insuficiență, iar curentul care pătrunde în bobina de excitație are o valoare mică ceea ce face că ambreiajul să rămână decupat. Pe măsură ce turația motorului crește, se mărește și tensiunea generatorului, iar ambreiajul se cuplează lin. Calitățile de cuplare lină nu se modifică timp îndelungat în exploatare; nefiind nevoie de reglarea jocurilor, solicitările dinamice ale transmisiei rămân reduse în acest fel. De asemenea neexistînd frecări ale părților de cuplare, uzură acestui ambreiaj este redusă. Principalul incovenient al ambreiajelor de acest tip este momentul de inerție mare al elementului condus fapt ce face dificilă schimbarea vitezelor. Acest dezavantaj poate fi înlăturat prin utilizarea unui disc condus subțire cu moment de inerție mic. b#%l!^+a?O altă dificultate o reprezintă menținerea pe perioadă îndelungată a proprietăților feromagnetice și anticorozive ale pulberii. La ambreiajele electromagnetice fără pulbere efectul de cuplare se obține prin unirea volantului cu discul condus montat pe arborele primar al cutiei de viteze pe ale cărui caneluri se deplasează. Într-un locaș circular, prevăzut în miezul de fier, se află bobina de excitație, alimentată cu curent electric prin contactul glisant. La trecerea curentului prin bobina de excitație ia naștere un câmp electromagnetic, datorită căruia indusul este atras către miez, învingând tensiunea arcului. Prin frecarea inițială, la începutul cuplării și apoi prin unirea volantului cu indusul, momentul motor se transmite cutiei de viteze. Când curentul electric este întrerupt, câmpul electromagnetic dispare, indusul va fi îndepărtat de miez împins de arc iar ambreiajul se declupeaza motorul de cutia de viteze. Deși construcția acestui ambreiaj este simplă are dezavantajul unei uzuri rapide, datorită faptului că atât miezul cât și indusul magnetic se execută din oțel moale. De asemenea inerția mare a discului condus, care determină o schimbare greoaie a treptelor de viteză, constituie un alt dezavantaj al acestei construcții. Pentru a înlătura acest neajuns, cât și pentru amărî rezistentă la uzură a suprafețelor de frecare se utilizează soluția în care discul condus este ușor presat între volant și disc care sunt executate din oțel moale. Masa discului condus fiind mică, magnetismul remanent este și el mic iar la decuparea ambreiajului, acesta este convins de arcurile lamelare fixate pe disc. Totuși, cea mai eficientă metodă de mărire a rezistenței la uzură a suprafețelor de frecare constă în utilizarea garniturilor de fricțiune, pe bază de azbest sau din materiale metaloceramice. În acest caz, însă adaosul necesar pentru uzură garniturilor de fricțiune duce la apariția unui joc mai mare între miez și indus. Prezența aerului în acest spațiu mărește mult rezistentă magnetică a sistemului și duce la creșterea dimensiunilor și greutății ambreiajului.
La unele autoturisme moderne, se utilizează ambreiajele combinate, care permit automatizarea acționarii lor. Cele mai răspândite ambreiaje combinate sunt cele cele hidraulic- mecanic și electromagnetic-mecanic. Ambreiajele combinate pot fi mecano-centrifugale, mecano- hidraulice sau mecano-electromagnetice. Ambreiajul combinat hidrodinamic-mecanic utilizează la pornire ambreiajul hidrodinamic, iar la schimbarea treptelor de viteze un ambreiaj mecanic simplu cu discuri, montat pe canelurile exterioare ale arborelui tubular al turbinei.
Figura nr. 10. Ambreiaj combinat
Din punct de vedere al modului de acționare, ambreiajele de automobile se împart în: ambreiaje neautomate, puse în funcțiune de forța musculară a conducătorului (sistemul de acționare al ambreiajului poate fi prevăzut cu un servomecanism de tip mecanic, hidraulic sau pneumatic, care reduce efortul depus de conducător) prin acționare mecanică, hidraulica sau pneumatică; ambreiaje automate, acționate hidraulic, pneumatic, electric sau vacuumatic, în funcție de poziția pedalei acceleratorului, turația și sarcină motorului sau poziția pârghiei de schimbare a treptelor de viteză.
Figura nr. 11. Ambreiaj Valeo Logan 1.6.
Caracteristici mecanice: cutie de viteze manuală, Cod motor K7M. 7.10, K7M. 7.14, tip cutie de viteze JH3, D1 200 mm, Versiune CPO, D2 200 mm, dinți 26, Profil butuc roată 26 x 20 x 21,9.
Figura nr. 12. Ambreiaj Opel Astra 1.6.
Caracteristici mecanice: diametru 200mm, nr dinți 14, profil butuc roată 15,70 x 18,65.
Figura nr. 13. Ambreiaj Renault Megan 1.6.
Caracteristici mecanice: diametru: 200mm; număr dinți: 26; profil butuc roată: 26 x 20 x 21,9.
Figura nr. 14. Ambreiaj Ford Focus 1.6.
Proprietăți: diametru: 240 mm; numar dinți: 23.
Figura nr. 15. Ambreiaj Volkswagen Beetle 1.6.
Caracteristici mecanice: cutie de viteze manuală, D1 200 mm, Versiune CPO, D2 200 mm, dinți 26, Profil butuc roată 26 x 20 x 21,9.
1.4. Variante constructive
În cele ce urmează, prezint următoarele variante constructive: ambreiajul monodisc simplu cu arcuri periferice, ambreiajul bidisc, ambreiajul monodisc cu arc central tip diafragmă.
1.4.1. Ambreiajul monodisc simplu cu arcuri periferice
b#%l!^+a?
Figura nr. 16. Ambreiajul monodisc simplu cu arcuri periferice
1 – arbore cotit; 2 – discul de ambreiaj; 3 – volant; 4 – șurub de fixare; 5 – disc de presiune; 6 – carcasă ambreiaj; 7 – pârghie de debreiere; 8 – manșon; 9 – arborele ambreiajului; 10 – arc.
Organele conducătoare ale ambreiajului sunt: volantul 2, carcasa 9, discul de presiune 6, arcurile de presiune 20 și pârghiile de decuplare 12. Discul de presiune 6 este solidar la rotație cu volantul prin intermediul carcasei și se poate deplasa axial. Arcurile de presiune 20, care realizează forța de apăsare, sunt așezate între discul de presiune și carcasa ambreiajului. Pârghiile de decuplare 12 sunt prevăzute cu două puncte de articulație cu rulmenți cu role-ace: 7 în discul de presiune și 8 pe carcasa. Pârghiile de decuplare sunt articulate cu carcasa ambreiajului prin furcile 11 prevăzute cu piulițe de reglaj. Capetele interioare ale pârghiilor de debreiere nu sunt apăsate direct de rulmentul de presiune 13, ci prin intermediul inelului de debreiere 23, fixat cu arcurile de prindere 10 pe pârghiile de debreiere. Organele conduse ale ambreiajului cuprind: discul condus 5 și arborele ambreiajului 1. Discul condus 5 are posibilitatea să se deplaseze axial pe arborele ambreiajului prevăzut cu caneluri, la fel ca și butucul discului. Pe discul condus sunt fixate prin nituri două garnituri de frecare 4 ce au un coeficient de frecare mare. Discul condus al ambreiajului este prevăzut cu arcurile 3 (elemente elastice care contribuie și la o cuplare progresivă) și cu garniturile de frecare 24 dispuse între discul propriu-zis și flanșa butucului în scopul amortizarii oscilatiilor de torsiune. Când ambreiajul este cuplat, între rulmentul de presiune și inelul dispus pe capetele interioare ale pârghiilor de decuplare este necesar să existe un joc de 2…4 mm. Acest joc permite o cuplare sigură a ambreiajului atunci când garniturile sunt uzate. De asemenea, acest joc mai permite ca rulmentul de presiune să nu se rotească în timpul cât ambreiajul este cuplat, reducând prin aceasta uzura lui.
1.4.2. Ambreiajul bidisc
Atunci când este nevoie ca ambreiajul să transmită un moment motor mare se recurge uneori la mărirea numărului suprafețelor de frecare prin folosirea unor ambreiaje cu mai multe discuri.
În figura 17 este reprezentat ambreiajul bidisc, utilizat la unele tipuri de autocamioane. În volantul 5, sunt montate prin presare și asigurate prin piulițe șase prezoane 11, pe care se fixează și carcasa 10 a volantului.
Ambreiajul este prevăzut cu două discuri de presiune 3 și 4, care la periferie au șase găuri în care vor intra cele șase prezoane; acestea vor solidariza la rotație discurile cu volantul motorului, dând totodată posibilitatea unei deplasări axiale a lor.
Pe arborele canelat al ambreiajului glisează două discuri conduse 1 și 2.
Forța de apăsare este dată de 12 arcuri elicoidale 9 montate între carcasă și discul de presiune 3. Carcasa fiind fixată de volant, arcurile 9, fiind sprijinite cu un capăt pe carcasă, vor presa discurile conduse între volant și discurile de presiune.
În timpul funcționării ambreiajului, discurile de presiune și conduse se încălzesc și pentru a feri arcurile 9 de o încălzire excesivă care le schimbă caracteristicile, se montează sub fiecare arc câte o garnitură termoizolantă 8.
Decuplarea ambreiajului se realizează prin ceplasarea spre dreapta a discului de presiune 3, cu ajutorul pârghilor de decuplare 15, prin intermediul șuruburilor 6 eliberând discul condus 1.În același timp discul de presiune 4 este depărtat de discul condus 2, de arcurile 13, montate între disc și volantul 5.
Figura nr. 17. Ambreiajul bidisc
1 – disc condos; 2 – disc condos; 3 – disc presiune; 4 – disc presiune; 5 – volant; 6 – șuruburi; 7 – piuliță; 8 – garnitură termoizolantă; 9 – arcuri elicoidale; 10 – carcasa; 11 – prezoane; 12 – șuruburi de sprijin; 13 – arcuri; 14 – cuiul spintecat; 15 – pârghi de decuplare
Pentru a limita deplasarea axială a discului de presiune 4, încât să nu producă o strângere a discului de presiune 3, între cele două discuri de presiune sânt prevăzute trei șuruburi de sprijin 12, fixate în carcasa 10.
Pârghiile de decuplare 15 au capetele exterioare fixate de discul de presiune 3, prin intermediul șuruburilor 6.Piulița 7 servește la reglarea jocului dintre rulmrntul de presiune și capătul interior al pârghiei de decuplare.
Carterul ambreiajului la partea inferioară este prevâzut cu un orificiu pentru scurgerea uleiului. În acest orificiu se află intodus cu joc cuiul spintecat 14, care prin mișcările sale în timpul trpidațiilor ce apar la mersul automobilului nu dă posibilitatea ca orificiul să se înfunde cu murdărie.
1.4.3. Ambreiajul monodisc cu arc central tip diafragmă
La unele tipuri de ambreiaje, rolul arcurilor de presiune este îndeplinit de un arc central sub formă de diafragmă, format dintr-un disc de hotel subțire, prevăzut cu tăieturi radiale. Acest arc este concav și îndeplinește atât rolul arcurilor periferice cât și pe cel al pârghiilor de declupare.
La ambreiajul monodisc utilizat la autoturismul Dacia 1300, arcul tip diafragma este montat în carcasă cu ajutorul știfturilor. Pe știfturi, pe ambele părti ale diafragmei, se află inelele.
Când ambreiajul este cuplat, arcul tip diafragma se reazemă în carcasă prin prin intermediul inelului și datorită formei sale concave, apasă ƒ asupra discului de presiune iar acesta la rândul sau asupra discului condus și volantului.
La declupare, mișcarea se transmite, de la pedală ambreiajului, prin prin mecanismul de comandă, la rulmentul de presiune, care se deplasează spre stânga și apasă asupra părții interioare a diafragmei se va deplasa deci spre dreaptă. În felul acesta, discul condus nu mai este apăsat pe volant de către discul de presiune ia legătura dintre motor și cutia de viteză se va întrerupe.
În poziția ambreiaj cuplat, discul de presiune 14 apasă discul condus 5 pe suprafața volantului 2, asigurând astfel transmiterea momentului motor la cutia de viteze.
Prin apăsarea pedalei ambreiajului, cablul flexibil 12 acționează furca 11, care, prin intermediul rulmentului de presiune 6, apasă asupra părții interioare a diafragmei 15, astfel încât zona exterioară a acesteia eliberează discul de presiune. Aceasta este poziția ambreiaj decuplat.
Avantajele acestui tip de ambreiaj sunt următoarele: asigură o presiune uniformă și constantă asupra discului de presiune (nu are tendința să patineze când garniturile sunt uzate); are dimensiuni de gabarit și greutate mai mică, comparativ cu alte tipuri de ambreiaje; forța necesară decuplării este mai mică decât în cazul ambreiajului cu arcuri elicoidale; asigură o cuplare mai lină datorită elasticității mari a lamelelor arcului de diafragmă.
Figura nr. 18. Construcția și funcționarea ambreiajului cu arc diafragmă
1- arbore cotit; 2 – discul de ambreiaj; 3 – volant; 4 – șurub de fixare; 5 – disc de presiune; 6 – carcasă ambreiaj; 7 – reazem; 8 – arc diafragmă; 9 – arborele ambreiajului
Figura nr. 19. Ambreiajul cu arc central
1 – carter ambreiaj; 2 – volant; 3 – șurub de fixare; 4 – garnituri de fricțiune; 5 – butuc-disc condus; 6 – rulment de presiune; 7 – carter cutie do viteze; 8 – arbore ambreiaj; 9 – semering; 10 – bucșă de ghidare; 11 – furcă ambreiaj; 12 – cablu flexibil; 13 – arc de readucere; 14 – disc de presiune; 15 – arc central tip diafragmă; 16 – arbore cotit; 17 – semering; 18 – disc condus. b#%l!^+a?
1.5. Mecanisme de acționare
În construcția de automobile, ambreiajele mecanice (de fricțiune) au căpătat răspândirea cea mai largă, dat fiind faptul că ele satisfac în buna măsură cerințele principale, respectiv: sunt simple, ieftine, sigure în exploatare, ușor de manevrat și au momente de inerție mici ale pieselor părții conduse.
1.5.1. Construcția și funcționarea ambreiajului
Funcționarea ambreiajelor mecanice este bazată pe folosirea forțelor de frecare ce apar între suprafețele părților conduse si conducătoare ale acestora.
1.5.1.1. Construcția ambreiajelor mecanice
Ambreiajele mecanice folosite în construcția de automobile pot avea unu sau două discuri de fricțiune, funcție de mărimea motorului transmis.
Dintre ambreiajele simple, utilizarea cea mai lungă au căpătat-o cele cu un singur disc de fricțiune, datorită simplității construcției, greutăți reduse și costuri mai mici. Construcția ambreiajului mecanic cu un singur disc, cu arcuri periferice, este dată in figura 1. Folosirea acestui ambreiaj se recomandă atunci când momentul transmis nu este mai mare de 700-800 Nm. Momentul maxim transmis de ambreiaj depinde de forța dezvoltată de arcuri, de dimensiunile discurilor, de coeficientul de frecare si de numărul suprafețelor de frecare. Posibilitatea mărimii coeficientului de frecare pentru materialele existente este limitată; mărirea diametrelor discurilor este, de asemenea, limitată de dimensiunile volantului motorului, iar forța dezvoltată de arcuri nu poate fi oricât de mare, deoarece crește în mod nepermis încărcarea specifică, iar acționarea ambreiajului se face mai greu. Din aceste motive, la transmiterea unui moment mai mare de 800 Nm, se recomandă folosirea ambreiajului cu doua discuri.
Creșterea momentului de frecare prin mărirea numărului discurilor ambreiajului nu aduce schimbări in schema de principiu a acestuia, ci impune doar mărirea de piese similare. O oarecare dificultate constructivă la aceste ambreiaje o constituie necesitatea asigurării unei deplasări forțate a discului de presiune interior 1, în scopul obținerii unei decuplări rapide și totale.
O influență deosebită asupra construcției ambreiajelor mecanice o are dispunerea arcurilor de presiune, care pot fi centrale sau periferice. In funcție de numărul lor, arcurile periferice cilindrice se dispun pe unul sau mai multe cercuri, la distanțe egale.
Figura nr. 20. Construcția ambreiajului mecanic cu un singur disc: 1 – rulmentul de sprijin al arborelui ambreiajului; 2 – volantul motorului; 3 – disc de fricțiune; 4 – disc de presiune; 5 – carter; 6 – pârghie de decuplare; 7 – carcasă; 8 – rulment de presiune; 9 – arborele ambreiajului; 10 – arcuri de presiune.
Figura nr. 21. Construcția ambreiajului mecanic cu două discuri
Figura nr. 22. Construcția ambreiajului mecanic cu arcuri periferice dispuse pe două cercuri
Figura nr. 23. Construcția ambreiajului mecanic cu arcur central elicoidal.
Axa arcului central 1 se confundă cu cea a arborelui ambreiajului. Din punct de vedere constructiv, arcurile pot fi: elicoidale – cilindrice, conice sau parabolice, sau conice sub formă de diafragma. Tendințele de obținere a unei plecări din loc cât mai line si de ușurare a acționării ambreiajului au dus la construirea si utilizarea ambreiajelor semicentrifuge, la care presiunea dintre discuri se asigura atât cu ajutorul unor arcuri mai slabe, cât si cu ajutorul forțelor centrifuge ale greutăților 1 b#%l!^+a?de la capetele pârghiilor de decuplare. La ambreiajele semicentrifuge, forța de presiune dată de arcuri este cu aproximativ 30% mai mică decât la ambreiajele obișnuite similare. Aceasta permite reducerea efortului de decuplare la turații mici, însa la turații mari efortul de decuplare crește foarte mult. Din această cauză, ambreiajele semicentrifuge se construiesc cu un singur disc de presiune și se utilizează numai la autoturisme, autocamioane de tonaj redus și microbuze.
Din categoria ambreiajelor mecanice fac parte și ambreiajele centrifuge, care au o acțiune automată, în sensul că atât procesul cuplării, cât și cel al decuplării sunt legate de regimul de funcționare al motorului. Atunci când motorul nu funcționează, ambreiajul este decuplat, iar în intervalul unor turații stabilite, se cuplează sub acțiunea forțelor centrifuge ale unor pârghii prevăzute cu greutăți la capete. Avantajele principale ale ambreiajelor centrifuge sunt: cuplarea lina la plecarea din loc a automobilului și decuplarea automată la reducerea turației motorului până la mersul în gol, ceea ce împiedica oprirea lui. Dezavantajele ambreiajelor centrifuge sunt: posibilitatea patinării la turații relativ reduse și sarcini mari ale motorului; imposibilitatea pornirii motorului prin împingerea automobilului; funcționarea cu regim termic mai ridicat, ca urmare a patinării îndelungate; imposibilitatea utilizării frânei de motor. Unele dintre aceste dezavantaje pot fi eliminate prin utilizarea unor dispozitive, care însa măresc complexitatea construcției. Toate acestea fac ca ambreiajele centrifuge sa fie utilizate în transmisiile automate combinate cu alte tipuri de ambreiaje.
Figura nr. 24. Construcția ambreiajului mecanic semicentrifug
1.5.1.1.1. Părțile componente și principiul de funcționare al ambreiajelor
mecanice
Discuri de fricțiune. Pentru a obține o cuplare cât mai bună a transmisiei cu motorul, ambreiajul automobilului trebuie să fie cât mai elastic. Din acest punct de vedere cele mai corespunzătoare sunt ambreiajele cu mai multe discuri deoarece momentul motorului este transmis treptat de la un disc la altul, ceea ce asigură o frecare progresivă si deci o cuplare lină. La ambreiajele cu un singur disc, cuplarea se face mult mai rigid și din această cauză discurile de fricțiune ale acestora au o construcție specială, în scopul asigurării unei cuplări cât mai line. Soluțiile constructive mai des utilizate și totodată recomandabile sunt cele ale discurilor ondulate sau prevăzute cu arcuri plate în interior.
Partea periferică a discului, este împărțită în mai multe sectoare 2, îndoite în afară sau înăuntru prin alternare. Numărul sectoarelor se recomanda intre 4 si 12, funcție de diametrul discului. Tăieturile radiale care dau naștere la sectoarele ondulate micșorează totodată si tendința spre deformare a discului metalic. In stare liberă, intre garniturile de fricțiune 1 si 3 există un joc S=1 – 2 mm, iar când discul este presat, ondulațiile încep să se îndrepte treptat, ceea ce asigură o frecare progresivă și deci o cuplare lină. Un dezavantaj al discurilor cu sectoare constă în dificultatea de a obține aceeași rigiditate la toate sectoarele.
Deoarece discurile trebuie să fie elastice, se execută din oțel laminat cu conținut mediu sau ridicat de carbon cu grosimea de 1,4 – 2 mm. Tăierea și îndoirea sectoarelor se fac în prese speciale. În scopul menținerii formei și calităților elastice dorite, tratamentul termic se face tot în prese. După călirea în ulei și revenire, trebuie să aibă duritatea HRC=38 … 50. Arcurile plate se execută din bandă de oțel laminat la rece și lustruit, cu grosimea de 0,5 mm, și se călesc, după care sunt supuse unei reveniri în prese la temperatura de aproximativ 420°C.
Figura nr. 25. Construcția discurilor de fricțiune
Garnituri de fricțiune. În construcția ambreiajelor se folosesc cu cupluri de frecare compuse din materiale diferite, respectiv volantul și discurile de presiune din metal, iar garniturile discului de fricțiune din material nemetalic. Materialul de bază pentru confecționarea garniturilor de fricțiune este azbestul, care are o stabilitate chimică și termică foarte bună. Acesta poate fi utilizat sub forma unor fire scurte sau sub forma unor texturi, care, împreuna cu inserții metalice, se presează în lianți de tipul rășinilor sintetice, ale căror proprietăți influențează în mod hotărâtor funcționarea ambreiajului. Utilizând diferite inserții, se pot varia coeficientul de frecare, rezistenta la uzura și calitățile necesare ale materialului de fricțiune. Cele mai răspândite incluziuni metalice sunt plumbul, zincul, cuprul si alama, sub formă de sârma, șpan sau pulbere.
Figura nr. 26. Garnituri de fricțiune ambreiaj
Cerințele principale impuse garniturilor de fricțiune ale ambreiajului sunt: sa asigure coeficientul de frecare dorit și asupra lui sa influențeze puțin variațiile de temperatură, ale vitezei de alunecare și ale încărcării specifice; să aibă o rezistență ridicată la uzură, mai ales la temperaturi înalte; să-și refacă rapid proprietățile de fricțiune inițiale, după încălzire urmată de răcirea corespunzătoare; să aibă stabilitate mare la temperaturi ridicate; sa aibă proprietăți mecanice (rezistentă, elasticitate, plasticitate) ridicate; să se prelucreze ușor și să asigure o cuplare lină fără șocuri, la plecarea din loc a automobilului.
Uzura garniturilor de fricțiune depinde de încărcarea specifică, de viteză de alunecare, și de temperatură, cunoscând că la temperaturi mai mari de 250°C intensitatea uzurii crește brusc. Din acest punct de vedere, cel mai bine se comportă garniturile confecționate din textura de azbest presată în bachelită. În unele cazuri, se utilizează materiale metalocramice, ale căror avantaje constau în conductibilitate termică bună, coeficient de frecare ridicat, stabilitate mare la temperatură și rezistență mecanică deosebită. Uzura acestor garnituri este foarte mică, dar uzura celorlalte elemente de frecare este mare și de aceea utilizarea lor nu se face pe scară largă.
Fixarea garniturilor de fricțiune pe disc se face cu nituri sau prin lipire cu cleiuri termorezistente. Răspândirea cea mai mare o are nituirea, deoarece asigura rezistență și siguranță în funcționare și permite înlocuirea garniturilor fără prea mare greutate. Niturile utilizate sunt executate din materiale cu duritate redusa (cupru, alamă, aluminiu), care nu provoacă zgârieturi pe suprafețele de frecare. Se recomanda în special niturile de alama sau cupru, deoarece niturile de aluminiu au o rezistență redusă și în plus ele uzează mai mult volantul și discul de presiune atunci când garnitura s-a uzat, iar pulberea de aluminiu rezultată în timpul frecării și depusa pe suprafețele de frecare influențează asupra mărimii coeficientului de frecare.
Lipirea garniturilor de fricțiune prezintă unele avantaje, ca: mărirea suprafeței de frecare prin eliminarea orificiilor pentru nituri; eliminarea slăbirii rezistenței garniturii la eforturi tangențiale; utilizarea mai raționala a grosimii garniturii. În schimb, această metodă de fixare are și dezavantaje în sensul că nu permite montarea arcurilor plate și face să crească rigiditatea garniturii. Garniturile metaloceramice se pot fixa numai prin lipire la temperatură și presiune ridicate.
Coeficientul de frecare are următoarele valori: pentru materialele pe bază de azbest µ=0,25… 0,35, iar pentru materialele metaloceramice, µ=0,4…0,45.
Amortizoare de oscilații de torsiune. Pentru a feri transmisia de oscilațiile de răsucire cauzate de rotația neuniformă a arborelui cotit si de variația vitezelor unghiulare la deplasarea automobilului, discul de fricțiune al ambreiajului este prevăzut cu un sistem de amortizare a acestor oscilații, care servește și la asigurarea unei cuplări mai line a ambreiajului.
Amortizoarele de oscilații de răsucire ale ambreiajelor, indiferent de caracteristica elementului de amortizare, funcționează pe baza aceleiași scheme de principiu, respectiv, legătura dintre discul de fricțiune și butucul acestuia se face cu ajutorul unui element elastic. Din punct de vedere constructiv, aceste sisteme de amortizare diferă prin elementul elastic utilizat: cauciuc, capsulă hidraulică sau arcuri.
Deși din punct de vedere constructiv sunt simple, amortizoarele de oscilații din cauciuc nu au căpătat răspândire prea mare, deoarece, pentru a obține o amortizare eficientă, dimensiunile lor trebuie să fie mari, ceea ce face ca momentul de inerție al discului de fricțiune să crească. În afară de aceasta, regimul termic ridicat din zona centrală a discului influențează negativ asupra proprietăților fizice și asupra duratei de funcționare a cauciucului.
Figura nr. 27. Construcția discului de fricțiune cu amortizare de oscilații de torsiune cu cauciuc
La unele ambreiaje, se folosesc amortizoare de oscilații de răsucire hidraulice, care au însa o construcție complicată, etanșeitatea se asigură cu greutate și momentul de inerție este mare, ceea ce face ca aceste amortizoare să aibă o aplicabilitate redusă și aceea numai la autoturisme. Cea mai largă răspândire o au amortizoarele de oscilații cu inele de fricțiune și element elastic cu arcuri elicoidale. La aceste construcții, elementul elastic îl constituie arcurile elicoidale cilindrice 1, dispuse tangențial în ferestrele discului de fricțiune, care pot fi în număr de 6…12, b#%l!^+a?funcție de diametrul discului. Elementul de fricțiune îl constituie garniturile sau inelele arcuite 2, prinse între flanșă și disc. Prezența amortizorului de oscilații de torsiune în construcția discului de fricțiune al ambreiajului contribuie la reducerea zgomotului în transmisie și la evitarea apariției fenomenului de rezonanță, mai ales la roțile dințate, care, în cazul unor amplitudini mari, se pot distruge.
Discuri de presiune. Pentru a asigura o presare uniformă, a garniturilor de fricțiune, discurile de presiune trebuie să fie rigide, iar pentru a reduce temperatura suprafețelor de frecare trebuie să aibă o masa suficient de mare, condiție necesară pentru preluarea unei cantități de căldură cât mai mari. La ambreiajele monodisc, în scopul îmbunătățirii transmisiei de căldură, discurile de presiune sunt prevăzute la exterior cu aripioare de răcire, de forma paletelor de ventilator. Unele discuri de presiune sunt prevăzute cu canale radiale de ventilație.
Figura nr. 28. Disc de presiune ambreiaj
În scopul transmiterii momentului, discurile de presiune trebuie să se rotească împreună cu volantul motorului și să aibă posibilitatea, în momentul decuplării și cuplării ambreiajului, să se deplaseze de-a lungul arborelui acestuia. Solidarizarea la rotire a discurilor de presiune cu volantul motorului se poate realiza în mod diferit.
Discurile de presiune trebuie să aibă o rezistenta mare la uzură și de aceea ele se execută din fontă perlitică.
Discurile cu diametre mari, care sunt supuse unor solicitări dinamice mari, se recomandă să se execute din fontă cu adaosuri de nichel, mangan și silicon. Duritatea discurilor de presiune se recomandă să fie HB=170 … 230.
Arcuri de presiune. După modul în care sunt dispuse, arcurile de presiune ale ambreiajului pot fi periferice sau centrale.
Arcurile periferice sunt cilindrice, iar numărul lor depinde de mărimea diametrului exterior al garniturii de fricțiune. Odată cu creșterea numărului arcurilor, diametrul sârmei arcului se poate micșora, ceea ce face ca la diametre egale ale arcurilor, elasticitatea lor să crească. Aceasta prezintă importanța și din punctul de vedere al lungimii arcurilor, care trebuie să fie cât mai mică. Pentru a evita încălzirea dintre arcuri si discul de presiune, între ele se montează șaibe termoizolatoare, confecționate din același material cu garnitura de fricțiune. Arcurile periferice se centrează pe discul de presiune cu ajutorul unor bosaje ale acestuia, care au și rolul de a menține arcurile la locurile lor, atunci când forțele centrifuge tind să le deplaseze.
Arcurile centrale pot fi cilindrice, conice sau tip diafragmă. Arcurile conice pot avea o caracteristică neliniară, ca urmare a scoaterii din funcțiune a unor spire, pe măsură ce crește deformația lor. Arcurile diafragmă au forma unui trunchi de con, cu brațe elastice, formate prin tăieturi radiale, care servesc drept pârghii de decuplare a ambreiajului. Ele au o caracteristică neliniară.
Arcurile centrale nu se încălzesc de la discul de presiune, ceea ce permite menținerea calităților lor elastice timp îndelungat. Atât arcurile periferice, cât și cele centrale, se execută din oteluri speciale cu adaosuri de mangan, având duritatea HRC-40 … 45.
Pârghii și manșoane de decuplare. Pârghiile de decuplare pot fi forjate liber sau matrițate. Numărul lor nu poate fi mai mic de trei șj depinde de dimensiunile ambreiajului. Pârghiile de decuplare trebuie să aibă o cinematică corectă. Dacă articulațiile ar fi fixe, rotirea pârghiilor ar fi imposibilă, deoarece punctele de articulație se deplasează pe un arc de cere, în timp ce discul de presiune are numai posibilitatea deplasării axiale.
Pentru reducerea pierderilor de frecare la decuplarea ambreiajelor, pârghiile se fixează în articulații cu reazeme cu rulmenți și arcuri. Uti-lizarea lagărelor cu alunecare nu este recomandabilă, deoarece, sub acțiunea forțelor centrifuge și a temperaturii, lubrifiantul devine fluid și este expulzat spre exterior, creându-se posibilitatea gripării articulației.
Pârghiile de decuplare rigide se execută din otel carbon, se călesc în ulei și se cianurează la o adâncime de 0,2 mm pe suprafețele de lucru. Pârghiile de decuplare elastice se execută din otel cu conținut ridicat de carbon și se călesc în ulei, la o duritate HRC-43…45.
În scopul funcționarii normale a ambreiajului, este necesar ca suprafețele de contact ale capetelor interioare cu manșoanele de decuplare să se afle în același plan.
Manșoanele de decuplare pot fi construite în așa fel încât să se deplaseze direct pe arborele ambreiajului sau să se deplaseze pe o bucșă fixată pe carcasa ambreiajului. Cele care se montează direct pe arbore prezintă dezavantajul că sunt supuse unei uzuri intense tot timpul funcționării motorului, chiar atunci când ambreiajul este cuplat, deoarece arborele acestuia se rotește. Dacă manșonul este montat pe bucșa, uzura este mult mai mică, dat fiind faptul că frecarea între suprafețele de contact are loc în direcția axială numai în timpul cuplării și decuplării ambreiajului. Manșoanele de decuplare sunt prevăzute cu rulmenți de presiune care pot fi axiali, sau radiali axiali sau cu inel de grafit.
Soluția cu inel de grafit se utilizează în special la autoturisme; între inel și pârghiile de decuplare se află o șaibă metalică 1 în scopul prote-jării suprafeței inelului de grafit 2. Această construcție prezintă avanta-jul că este simplă și nu are nevoie de ungere. La construcțiile moderne, rulmenții de presiune, de asemenea, nu au nevoie de ungere, deoarece sunt închiși ermetic intr-o carcasă metalică, în interiorul căreia se introduce lubrifiantul la montare.
Figura nr. 29. Construcția carcasei ambreiajului
Carcasa și carterul ambreiajului. Carcasa ambreiajului se fixează pe volantul motorului și servește drept cadru de montare pentru pârghiile de decuplare, arcurile de presiune și elementele de solidarizare a discurilor de presiune cu volantul. În partea centrală are o deschizătură prin care trece arborele primar al cutiei de viteze și manșonul de decuplare, iar în scopul asigurării unei răciri bune, carcasa este prevăzută cu ferestre de aerisire.
Fixarea carcasei pe volant se face cu șuruburi, iar centrarea cu știfturi sau cu ajutorul unui umăr executat pe volant. Carcasa ambreiajului se ștanțează din tabla de otel cu conținut redus de carbon.
La unele construcții, carterul ambreiajului se execută împreună cu carterul cutiei de viteze, iar la altele separat. Forma și dimensiunile carterului depind de construcția ambreiajului. Carterul poate fi dintr-o singură bucată, și atunci se toarnă din fontă, sau din două bucăți, soluție la care ambele piese pot fi turnate din fontă, sau numai jumătatea superioară turnată din fontă, iar cea inferioară ștanțată din tablă de otel. Carterul ambreiajului se centrează și se fixează pe carterul volantului, iar în partea cutiei de viteze pe flanșa capacului rulmentului de la arborele primar.
Figura nr. 30. Manșoanele de decuplare
1.5.1.1.2. Influența ambreiajului asupra solicitărilor dinamice din transmisia
automobilului
În figura 31, sunt arătate fenomenele care au loc ȋn timpul ambreierii, unde pe abscisă este reprezentat timpul t, iar pe ordonată, momentui transmis de ambreiaj Mă momentui rezistent Mp, viteză unghiulară a părții conducătoare (ωm și viteza unghiulară a părții conduse ωp. Ținând seama de ipotezele admise (k=ct), curba de variație a momentului transmis de ambreiaj, , este o dreaptă ce trece prin originea axelor de coordonate 0.
Momentui rezistent Mp aplicat discului condus al ambreiajului nu depinde de timpul ambreierii, deci este o dreaptă paralelă cu abscisa. Din diagramă 3.16. se poate vedea că ȋn prima perioadă t1, adică din momentui începerii cuplării (punctul 0), când momentui Mă=0 și până în punctul Oi, când momentul transmis de ambreiaj va atinge valoarea momentulului rezistent, partea condusă nu poate să se rotească.
Rotirea părții conduse, deci demararea automobilului începe din momentui în care Mă va fi mai mare decât Mp, când o parte din momentul transmis de ambreiaj și anume Ma-Mp poate să producă accelerarea unghiulară a părții conduse și durează până în O2, când patinarea dintre partea condusă și cea conducătoare dispare. Accelerația unghiulară a părții conduse poate fi determinată din ecuația de mișcare
(32)
(33)
Ținând cont că Ip are o valoare constantă, iar Ma-Mp variază direct proporțional cu timpul atunci și εp va avea aceeași variație. Variația vitezei unghiulare ωp a părții conduse a ambreiajului și deci a arborelui primar al cutiei de viteze se determină din relația:
(34)
(35)
(36)
Deci viteza unghiulară a părții conduse și conducătoare va fi reprezentată de diferența coordonatelor ωm-ωp. Drept consecință a patinării se consumă o parte a lucrului mecanic produs de motor, care provoacă uzura și încălzirea pieselor ambreiajului.
b#%l!^+a?
Figura nr. 31. Fenomenele care au loc în timpul ambreierii
Lucrul mecanic de patinare în intervalul 0…t1 va fi:
(37)
Lucrul mecanic total pierdut prin patinare se determină prin însumarea pierderilor pe intervale:
(38)
Din condiția de egalitate a energiilor cinetice în mișcare de translație a automobilului și în mișcarea de rotație se obține:
(39)
unde: Ga – este greutatea automobilului; Va – viteza de deplasare a automobilului, în m/s; ωs – viteza unghiulară a arborelui secundar al cutiei de viteze.
1.5.1.1.3. Influența ambreiajului asupra schimbării treptelor din cutia de viteze
Pentru a studia influenta ambreiajului asupra angrenării roților dințate la schimbarea treptelor din cutia de viteze se consideră că ambreiajul A asigură cuplarea și decuplarea arborelui cotit (m) al motorului de arborele primar (p) al cutiei de viteze, prevăzută cu o singură treaptă. Se admite la început că roata 3 intră în angrenare cu roata 4, în cazul în care ambreiajul este înlocuit cu un cuplaj ce realizează o legătură rigidă între cele două părți. Dacă vitezele tangențiale în punctele de contact ale roților 3 și 4 sunt diferite, atunci angrenarea este echivalentă cu o ciocnire ce are loc între două corpuri rigide. În felul acesta, asupra danturilor roților vor acționa forțe percutante de valori mari într-un interval de timp foarte scurt. Drept urmare se pot neglija forțele care apar sub influența momentului efectiv al motorului și momentul rezistent la arborea secundar, s.
Fie ωm1 și ωs1, vitezele unghiulare ale arborilor m și s după angrenarea roților 3 și 4.
Cinematic se obține :
(40)
unde: r1, r2, r3, r4 sunt razele cercurilor de rostogolire ale roților 1, 2, 3, 4. Conform teoriei lui Carnot referitoare la ciocnirile sistemelor rigide prin introducerea bruscă a legăturii se poate scrie: E=E1+E2, unde: E este energia totală a sistemului înainte de ciocnire; E1 este energia totală a sistemului după ciocnire; E2 este energia cinetică pierdută prin ciocnire.
Figura nr. 32. Schema cinematică a transmisiei
Momentul de inerție Ip aplicat arborelui primar p, atunci când este cuplată o treaptă de viteză oarecare va fi dat de relația:
(41)
unde: Ia este momentul de inerție al părții conduse a ambreiajului (A), arborelui primar (p) al cutiei de viteze și al roții dințate de pe el, al arborelui intermediar (i) și al roților dințate de pe el, redus la arborele primar al cutiei de viteze, la momentul de inerție al masei întregului automobil redus la arborele secundar (S) al cutiei de viteze; raportui de transmitere al cutiei de viteze.
La cercetarea procesului de ambreiere se consideră că momentui transmis de ambreiaj, Mă , variază proporțional cu timpul de ambreiere, adică:
(42)
unde: k este un coeficient de proporționalitate (k=30…50 Nm/sec.); t este timpul de ambreiere; viteza unghiulară a arborelui motor și deci a părții conducătoare rămâne constantă pe toată durata ambreierii.
Regimul cel mai caracteristic de apariție a suprasarcinilor în transmisia automobilului este cel al frânării bruște până la oprire cu ambreiajul cuplat. În acest caz motorul trebuie să-și reducă turația într-un timp scurt, momentul forțelor de inerție al motorului exprimându-se cu relația:
(43)
unde Im este momentul de inerție al motorului redus la arborele cotit.
Decelerația ce caracterizează frânarea automobilului este:
(44)
unde it este raportul total de transmitere.
Când frânarea se face prin blocarea roților, fară decuplarea ambreiajului, deplasarea automobilului având loc cu viteză ridicată, momentul forțelor de inerție care solicită transmisia este de 15…20 ori mai mare decât momentul maxim al motorului.
Protejarea transmisiei de sarcini dinamice ridicate, create într-o situație ca cea descrisă anterior, are loc patinarea ambreiajului la transmiterea unui moment mai mare decât momentul maxim al motorului, ambreiajul comportându-se ca un cuplaj de siguranță.
1.5.1.2. Construcția ambreiajelor hidraulice
Ambreiajul hidraulic este cea mai simplă transmisie hidraulică. Pompa centrifugă 1 este montată pe arborele cotit al motorului 4, iar turbina 2 este fixată pe arborele primar al cutiei de viteze 5. Aceste două elemente sunt închise în carcasa comună 3, care etanșează întreaga construcție. Rotoarele pompei P si turbinei T formează împreună o cavitate toroidală, compartimentată prin palete radiale și umplută cu lichid. Pompa, fiind antrenată de motor, prin acțiunea forțelor centrifuge, imprimă lichidului, o mișcare de la centru spre periferie, de unde trece în rotorul turbinei pe care îl pune în mișcare; deci, curentul de lichid constituie agentul dinamic de transmitere a mișcării de rotație între pompă și turbină. Lucrul mecanic transmis de motor este utilizat la accelerarea curentului de lichid în rotorul pompei, unde energia hidraulică a curentului create. În rotorul turbinei, lichidul pierde din energie și cedează lucru mecanic, care este transmis la sistemul de rulare al automobilului, pentru că apoi să treacă din nou în rotorul pompei. Rezultă că ambreiajul hidraulic funcționează pe principiul unei duble transformări de energie, respectiv în pompă energia mecanică a motorului se transformă în energie hidraulică, iar în turbină energia hidraulică se transformă din nou în energie mecanică și este transmisa roților motoare ale automobilului.
În timpul rotirii pompei și turbinei, pentru decuplarea completă a ambreiajului hidraulic, este nevoie să fie evacuat din el lichidul de funcționare, iar la cuplare sa fie admis.
Pentru aceasta poate servi sistemul format dintr-o supapă de evacuare 6, rezervorul 1, pompa de alimentare 8, cu supapa de siguranță 9, radiatorul 10, și supapa de admisie a lichidului în ambreiaj 11. Dacă ambreiajul hidraulic ar fi prevăzut cu acest sistem, timpul necesar cuplării și decuplării ar fi destul de mare; de aceea în practica nu se folosește iar ambreiajele hidraulice se utilizează la autovehicule numai împreună cu ambreiajele de fricțiune care, asigură o decuplare completă și rapidă.
Datorită faptului că între rotorul pompei și cel al turbinei există totdeauna o alunecare oarecare, lichidul are o mișcare dublă – una în jurul axei toroide, mișcare în spirală, si alta în jurul axei arborelui. Existenta a două mișcări determină și existenta a două curente de lichid distincte – un curent principal sau inelar și un curent secundar sau turbionar. Convențional, se poate considera ca într-un ambreiaj hidraulic iau naștere atâția curenți turbionari câte palete are rotorul pompei și turbinei. Dacă turațiile pompei nt și turbinei n2 ar fi egale (n1=n2), curentul turbionar ar dispărea și ar rămâne numai curentul inelar, care, în acest caz, se numește curent nul, iar momentul transmis de ambreiaj ar fi egal cu zero. Regimul caracterizat de n1>n2, nu există, în realitate deoarece între cele doua rotoare ale ambreiajului hidraulic totdeauna există alunecare (n1>n2).
Aceasta face ca, în toate cazurile, ambreiajul hidraulic să transmită un moment oarecare la sistemul de rulare al automobilului și să nu fie posibilă niciodată o decuplare completă a motorului de transmisie, iar schimbarea treptelor de viteze să fie anevoioasă. Din acest motiv, la automobilele cu cutie de viteze în trepte, ambreiajul hidraulic se utilizează împreună cu un ambreiaj de fricțiune auxiliar, al cărui rol constă în asigurarea unei decuplări complete, între motorul și transmisia automobilului. Utilizarea ambreiajului hidraulic fără ambreiaj de fricțiune este permisă numai la automobilele cu cutii de viteze planetare, la care schimbarea treptelor de viteze se face prin frânarea unor elemente ale transmisiei planetare.
Ambreiajele hidraulice pot funcționa cu grade de umplere diferite, adică pot funcționa cu o cantitate mai mare sau mai mică de lichid. Practic, volumul normal al lichidului de funcționare constituie aproximativ 90% din volumul geometric al cavității interioare, pentru a crea posibilitatea reținerii vaporilor ce se degajă în timpul funcționarii. În exploatare apare, însa, necesitatea ca ambreiajele hidraulice utilizate pe automobile să funcționeze și cu grade de umplere parțiale.
În scopul adaptabilității cât mai bune a ambreiajului la particularitățile de funcționare ale automobilului, pentru a obține o alunecare variabilă, un moment mai redus la turații mici, o rigiditate variabilă și o caracteristica adecvată, ambreiajele hidraulice sunt prevăzute cu dispozitive, ca: prag fix, prag mobil și cameră de colectare, sau cu posibilitatea de a schimba poziția paletelor, la unul din rotoare. Toate acestea soluții constructive la ambreiajele hidraulice cu umplere constantă sau variabilă, conferindu-le posibilitatea reglării funcționării.
b#%l!^+a?
1.5.1.3. Noutăți în construcția ambreiajelor
Volantul cu două mase DMF – (DUAL MASS FLYWEEL). Motoarele moderne pot funcționa și la turații reduse, caroseriile optimizate în tunele aerodinamice produc zgomote reduse. Noi metode de calcul ajută la scăderea greutății automobilelor și conceptele de staționare măresc gradul de eficientă a motoarelor. Treapta a cincea de viteză sau chiar a șasea scad consumul de combustibil. Uleiuri foarte fine ușurează schimbarea cu precizie a vitezelor.
Figura nr. 33. Volantul cu două mase 1. volant primar de putere al motorului, cu locaf pentru amortizor de torsiune; 2. volant secundar fi parted de fricțiune; 3. capacul volantului primar; 4. flanșa-butuc; 5. arc de amortizare; 6. ghidajul arcului; 7. flanșa canelată; 8. camera de unsoare; 9. membrană de ghidaj; 10. disc de fricțiune suport; 11. rulment cu role; 12. arc rotund; 13. capac de garnitură pentru izolare; 14. arc-disc de bază pentru fricțiune; 15. șaiba de antrenare; 16. arc disc ajutător; 17. tabia pentru acoperire; 18. nit; 19. șaiba; 20. știft de centrare; 21. coroana dințată; 22. canale de ventilație; 23. locaș de fixare; 24. locaș de poziționare; 25. sudură cu laser; A – arc diafragma; B – disc condus.
Pe scurt, sursele de zgomot cresc, atenuarea naturală scade. Datorită principiului de funcționare al motorului cu pistoane, în ciclul sau de arderi se produc vibrații de torsiune în transmisie și în caroserie. Conducătorii auto obișnuiți cu confortul nu mai acceptă în ziua de azi asemenea atmosferă de zgomote. Astfel este mai importantă ca oricând sarcina ambreiajului care pe lângă rolul de a despărți și a pune în legătură, să izoleze eficient vibrațiile motorului. Din punct de vedere fizic, soluția problemei este ușoară. Trebuie să crească momentul de inerție al transmisie fără să crească masele care vor fi cuplate. Acesta rezultă din reducerea turației care produce această rezonanță nedorită, sub turația de mers în gol. Firește rezonanță devine mai puternică.
Că primul producător de ambreiaje în Europa, LUK a reușit să dezvolte și să furnizeze un volant cu două greutăți pentru producția de serie mare cu care se realizează acest principiu fizic, la care amplitudinea de rezonanță este păstrată mică. Numele de volant cu două mase o spune deja. Greutatea unui volant tradițional, a fost împărțită în două părți, o parte continuă să aparțină momentului de inerție al motorului, cealaltă parte mărește totuși momentul de inerție al transmisiei.
Cele două greutăți 1 și 2 sunt legate printr-un sistem de arcuri de amortizare 5. Un disc de ambreiaj B fără amortizor de torsiune plasat între greutatea secundară și discul de presiune realizează cuplarea și decuplarea. Ca efect secundar pozitiv menționăm: cutia de viteze se lasă mai ușor comutată datorită greutății de sincronizat reduse și sincronizatoarele se uzează mai puțin.
În figură 34 se prezintă mărimea oscilațiilor de torsiune în cazul unui ambreiaj clasic (a) și în cazul volantului cu două mase (b) la deplasarea automobilului cu o turație a motorului de 800 rot/min. Se observă că amplitudinea oscilațiilor de torsiune din transmisie este mult mai mică în cazul volantului cu două mase ceea ce sporește confortul pasagerilor.
Figura nr. 34. Mărimea oscilațiilor de torsiune în cazul unui ambreiaj clasic (a) și în cazul volantului cu două mase (b)
DMF este o soluție ideală cu o singură rezervă aceea că amplificarea rezonanței și maximul momentelor sunt mai mari cu cât sunt mai mari momentele de inerție datorate greutății volantului. La volantul cu două mase ar fi mai evident acest lucru la fiecare pomire și oprire a motorului, mult mai evident decât la sistemele cu ambreiaj convenționale.
În plus scăderea masei volantului motorului, nu poate compensa fluctuațiile (variațiile) turației motorului satisfăcător. Mulțumită experienței de zeci de ani m construcția e ambreiaje specialiștii LUK au reușit să rezolve în mod convingător această problemă. Un amortizor suplimentar poate evita eficient o suprasarcină m caz de rezonanță. în regim normal de lucru acest amortizor suplimentar nu e în funcțiune și vibrațiile de torsiune ale motorului sunt atenuate de amortizorul cu arcuri. Pentru o izolare optimă a vibrațiilor și o trecere ușoară peste rezonanță la pomirea și oprirea motorului mărimea frecării și a forței arcurilor, trebuie alese în mod optim. De o însemnătate hotărâtoare este lungimea arcurilor: cu cât e mai elastic un arc, cu atât mai bine vor fi izolate vibrațiile. Arcurile extrem de lungi ale noii generații DMF scad simțitor constanta arcurilor față de DMF din prima generație. Astfel trecerea prin rezonanță în regimul cotidian de circulație este practic complet izolată de cutia de viteze.
Figura nr. 35. Evoluția neregularității oscilațiilor de torsiune la diferite amortizoare
Ambreiaj cu volant amortiwr – DFC – (Damped flywheel clutch). Cu volantul cu două mase e pus la dispoziție un sistem de amortizare a vibrațiilor de torsiune deosebit de putemic, care s-a impus în domeniul clasei superioare. Importanța clasei mijlocii și a așa-ziselor automobile compacte cu motor transversal crește semnificativ. Cerințele pentru motoare cu consum redus și poluare scăzută devin tot mai putemice. Aceasta duce însă concomitent la fluctuații mari de turație în special la motoarele Diesel cu injecție directă. Pentru a atinge și la aceste vehicule același confort în mers ca la cele din clasa superioară, LUK a dezvoltat DFC.
Două probleme esențiale trebuie să fie rezolvate în acest sens: spațiul de montare la vehicule cu tracțiune fata este foarte restrâns; structura prețurilor la această clasă de automobile face necesare soluții de optimizare a costurilor pentru a recupera costurile datorate îmbunătățirii amortizorului de torsiune.
DFC izolează deja la turația de mers în gol foarte eficient vibrațiile motorului, asta înseamnă că zgomotele transmisiei și vibrațiile neplăcute ale caroseriei la anumite turații dispar.
Și în legătură cu protecția mediului apar urmări favorabile: prin comportarea excelentă cu zgomote amortizate la mersul la turații joase, se schimba mai rar vitezele, turațiile medii scad; gradul de eficiență al întregului sistem crește prin asta și consumul de combustibil scade deci scade și emisia de gaze poluante.
DFC este o integrare a volantului cu două mase și un ambreiaj cu disc condus rigid (fară amortizor de torsiune).
Volantul primar 1, care conține carcasa amortizorului cu arcuri curbate 4, capacul corespunzător 3, inelul inerțial 42 și flanșa canelară 7 sunt laminate din tablă.
Volantul secundar 2 și discul de presiune 25 sunt confecționate din material tumat, foarte bun conducător de căldură. Ventilarea și răcirea aerului astfel concepute dezvoltă o răcire excelentă a volantului și a plăcii de presiune. Arcurile curbate: amortizorul cu arcuri curbate folosit la volantul cu două mase este integrat în unitatea DFC. Sistemul de amortizare cu arcuri trebuie să îndeplinească două cerințe contradictorii: în regim normal de neuniformitate a funcționării motorului atrage numai unghiuri de lucru reduse în amortizor (în acest regim de funcționare pentru amortizare optimă sunt necesare rate reduse ale comprimării arcurilor pentru o amortizare redusă); la schimbări tipice ale sarcină (de exemplu accelerare la maxim) cresc vibrațiile datorate schimbării de sarcină care sunt o cauză importantă a apariției zgomotelor. Acest efect poate fi contracarat numai cu un amortizor de torsiune care are o rată extrem de joasă a arcuirii și totodată o amortizare mare.
Amortizorul cu arcuri curbate rezolvă această contradicție: asta înseamnă că la unghiuri mari de lucru oferă o amortizare mare la rațe foarte scăzute ale arcuirii, concomitent izolează perfect vibrațiile printr-o atenuare redusă în regim normal de mers.
Figura nr. 36. Volant cu două mase și ambreiajul său. 1 – volant primar de putere al motorului; 2 – volant secundar șiparte defrictiune; 3 – capacul volantului primar; 4 – arc deforță; 5,10 – membranâ de centrare; 6 – ghidaj arcuri; 7 -flanșâ canelată; 8, 13, 26 – canal de ventilație, 9 – coroană dințată; 11 – tablă deprotecție; 12 – contragreutate 14 – rulment; 15 – șurub defixare peflanșa volantului; 16, 19, 35 – arc-disc; 17 – șaibă de antrenare; 18 – tablă de susținere; 20 – știft; 21 – știft expandor; 22 – cameră de unsoare; 23 – sudare prin laser; 24 – deschiderea tehnologică pentru șuruburi; 25 – disc de presiune; 27 – arc diafragmă; 28 – inel; 29 – bolțuri nituite; 30 – arc lamelar pentru distanțare; 31, 40, 43 – nituri; 32 – deschidere pentru scule de înșurubare; 33, 41 – butuc;34 – șurub defixare a carcasei ambreiajuîuî pe voîant; 36 – segment nituit; 37 – segment de disc; 38 – nit inele defricțiune; 39 – inele defricțiune; 42 – iel inerțial.
Rulmentul: o construcție specială a rulmentului permite poziționarea acestuia între șumburile vilbrochenului. Rulmentul 14 este permanent în afara oscilațiilor de turație ale motorului fară să aibă loc o mișcare relativă între inelul interior și cel exterior. În același timp apar vârfuri mari de temperatură. Aceste condiții de b#%l!^+a?funcționare supun rulmentul la o solicitare deosebit de mare. Soluția este un concept integrat pentru rulmentul cu gamituri speciale care garantează o ungere pe toată durata de viață. 0 mască de izolare termică rezistă și la cele mai mari temperaturi de funcționare.
DFC este o dezvoltare a DMF și oferă multe avantaje: dimensiuni mai mici decât sistemele convenționale; reducerea greutății; efort de montare redus datorită sistemului modular; montare rapidă și sigură; reducerea costurilor.
Ambreiaj autoreglabil – SAC – (SELF ADJUSTING CLUTCH). La ambreiajul cu reglare după uzură, creșterea forței de debreiere datorată uzurii este folosită pentru compensarea scăderii în grosime a inelelor de fricțiune. Figura 4.8. este o reprezentare schematică a ambreiajului autoreglabil.
Figura nr. 37. Ambreiaj autoreglabil. 1 – volant; 2 – carcasă, 3 – disc de presiune; 4 – disc condus; 5 – arc diafragmă; 6 – arc diafragmă senzor; 7 – lagărul arcului diafragma; 8 -până pentru autoreglare.
Ca principală deosebire față de ambreiajele tradiționale este faptul că lagărul 7 al arcului diafragmă 5 nu este nituit pe carcasa 2 ci se sprijină pe un așa-zis arc diafragmă senzor 6. Acest arc diafragmă senzor prezintă o plajă deosebit de largă cu forță aproape constantă, în contrast cu arcul diafragmă a cărei forță de apăsare este descrescătoare cu uzura discului condus. Forța de apăsare a arcului diafragma sensor 6 se reglează chiar puțin peste forța dorită de debreiere. Atât timp cât forța de debreiere e mai mică decât forța de rezistență a arcului senzor 6, lagărul arcului diafragmă rămâne în aceeași poziție la debreiere.
Figura nr. 39. Ambreiaj autoreglabil. 1 – volant; 2 – carcasa ambreiajului; 3 – disc de presiune; 4 – disc condus; 5 – arc diafragmă; 6 arc senzor; 7 – lagăr; 8 -pene de autoreglare: 9 – arc de presiune
Dacă din cauza uzurii inelelor de fricțiune, forța de debreiere crește, forța opusă de arcul sensor este depășită și lagărul se deplasează pe nituri până când forța de debreiere scade sub forța arcului senzor. între lagăr și carcasă există pene de autoreglare 8. Senzorul de putere cu pene de compensare a grosimii se realizează elegant și simplu. O astfel de construcție este prezentată în figură 38.
În comparație cu un ambreiaj convențional se adaugă doar un arc senzor (roșu) și un inel de compensare (galben). Arcul senzor este prins în afară pe capac și creează lagărul pentru arcul diafragmă. Penele care fac de fapt reglarea ulterioară, nu sunt așezate radial ca în schema de principiu și sunt montate circular din cauza forței centrifuge. Pe lângă asta mai exista și un inel de material plastic cu 12 rampe suprapuse peste rampele capacului. Inelul din plastic denumit și inel în rampe, este precomprimat, cu trei arcuri de presiune în sens circular, astfel încât la deplasarea arcului senzor să umple golul dintre lagărul arcului diafragmă și carcasă.
Ambreiajul autoreglabil oferă două avantaje principale: forță de debreiere micșorată, care rămâne constantă pe durata de viață; rezervă de uzură mărită și deci durată de viață mărită prin reglare după gradul de uzură.
De aici rezultă o seamă de posibile avantaje secundare ca de exemplu: eliminarea servosistemelor (la utilitare); sisteme de debreiere simplificate; pe lângă forțe la pedală mai mici și curse ale pedalei mai mici; noi posibilități de reducere a diametrului ambreiajelor; forță la pedală constantă pentru toată gama de motoare; cursă mai mică a rulmentului de debreiere pe durata de viață.
1.5.2. Construcția mecanismului de acționare a ambreiajului
Mecanismul de acționare a ambreiajului trebuie sa asigure o cuplare perfectă și o decuplare rapidă; forța aplicată la pedală necesară decuplării ambreiajului trebuie să nu fie prea mare (100-150 N pentru autoturisme; 150-200 N pentru camioane și autobuze) iar cursa totală a pedalei să nu depășească 120-150 mm. Pe măsura uzurii garniturilor de fricțiune mecanismul trebuie să permită reglarea cursei libere a pedalei.
După principiul de funcționare, mecanismele de acționare a ambreiajelor pot fi neautomate (mecanic, hidraulic) sau automate (vacuumatic, electric). În unele cazuri, pentru ușurarea comenzii ambreiajului, se utilizează mecanisme de acționare neautomate prevăzute cu un servomecanism.
1.5.2.1. Mecanisme de acționare mecanică
Construcția mecanismului de acționare mecanică a ambreiajului constă dintr-un sistem de pârghii, bare și țevi, legate de dispozitivul de decuplare. Datorită faptului că motorul este montat pe cadrul automobilului prin intermediul unor articulații elastice de cauciuc, unul din elementele mecanismului de acționare trebuie să fie cu articulație sferică. Dispozitivul de decuplare este format dintr-o bucșă prevăzută cu rulmenți de presiune sau cu inel de granit, acționata de o furcă.
1.5.2.2. Mecanisme de acționare hidraulică
Mecanismul de acționare hidraulică a ambreiajului a căpătat în ultima vreme o răspândire din ce în ce mai mare. Ca principiu de funcționare și realizare constructivă este analog cu sistemul de acționare hidraulică a frânelor.
Acest mecanism de acționare prezintă o serie de avantaje, ca: randament mai ridicat decât cel mecanic; simplitatea schemei si posibilitatea acționării de la distanță; cuplarea lină a ambreiajului; rigiditate bună; întreținere și reglare ușoară, datorită existenței unui număr redus de puncte de ungere. O îmbunătățire radicală a acționării hidraulice se obține prin eliminarea furcii de decuplare respectiv prin montarea cilindrului hidraulic de lucru direct pe arborele ambreiajului, care acționează manșonul de decuplare.
1.5.2.3. Mecanisme de acționare automată
Acționarea ambreiajului devine mult mai ușoara dacă este realizată prin sisteme automate care asigură comanda de cuplare-decuplare, utilizând depresiunea din galeria de admisie a motorului sau sursa de energie electrică a automobilului.
1.6. Întreținerea și defecte în exploatare ale ambreiajului
Lucrările de întreținere ale ambreiajului sunt: ungerea rulmentului de presiune, numai la rulmenți cu gresoare, ungerea bucșelor, verificarea și reglarea cursei libere a pedalei, reglarea jocului dintre rulmentul de presiune și pârghiile de decuplare.
1.6.1. Întreținerea ambreiajului
Periodicitatea operațiilor de întreținere a ambreiajelor este dată în tabelul 8.
1.6.2. Materiale utilizate la construcția ambreiajelor
Pentru garniturile de frecare se folosesc materialele pe bază de azbest sau materiale metaloceramice.
Garniturile pe bază de azbest au un coeficient de frecare mare, rezistă la temperaturi de 200 C , fără să-și schimbe caracteristicile și sunt rezistente la uzură.
Garniturile din materiale metaloceramice au o contabilitate termică mai bună decât cele pe baza de azbest, coeficient de frecare mare, o rezistență la uzură mai mare, dar sunt fragile. Materialele metaloceramice sunt executate din pulberi metalice prin sinterizare.
Garniturile de frecare au o grosime de 3-4 mm în funcție de destinația ambreiajului. Niturile utilizate la fixarea garniturile de frecare sunt de tipul cu capul înecat, din oțel moale, cupru sau aluminiu. Diametrul niturilor este de obicei de 4..6 mm. Discul condus se execută din oțel carbon cu un conținut mediu sau mare de carbon și are o grosime de 1….3 mm. Discurile de presiune sunt executate din fonta cenușie cu duritate de 170..230 HB. Mai rar se execută din fontă aliată cu Cr, Ni și Mo.
Pârghiile de cuplare se execută prin forjare din oțel carbon după care se cianurează și se călesc în ulei.
1.6.3. Defectele și tehnologia de recondiționare a ambreiajului
Înlocuirea subansamblurilor ambreiajului este condiționata de echilibrarea lor atât individual cât și în stare asamblată. În felul acesta, pozițiile reciproce de asamblare devin strict determinate, fiind evidențiate prin coincidență unor marcaje de referință.
1.6.3.1. Discul condus
La discul condus al ambreiajului pot apărea următoarele defecte: uzura garniturilor de frecare, deformarea discului, uzura găurilor pentru niturile garniturilor de frecare și uzura găurilor pentru bolțurile distanțiere.
Uzura garniturilor de frecare se stabilește prin măsurarea cu șublerul; garniturile uzate se înlocuiesc.
Deformarea discului se stabilește prin măsurarea bătăii frontale cu comparatorul: dacă discul e deformat, se strunjește garnitură de frecare pe adâncimea de maximum 1 mm.
Uzura găurilor pentru niturile garniturilor de frecare se stabilește cu ajutorul unui calibru-tampon, iar înlăturarea defectului se face prin introducerea unor nituri noi, care se refulează până la umplerea găurilor.
În cazul uzurii găurilor pentru bolțurilor distanțiere, se alezează cu un alezor și se introduc bolțuri distanțiere majorate. Discul condus se rebutează, dacă prezintă: fisuri, rupturi, ruperea a mai mult de două arcuri de presiune sau a mai mult de trei arcuri ale butucului.
1.6.3.2. Furca de decuplare
La furca de decuplare pot apărea următoarele defecte: uzura locașului sferic pentru bolțul cu cap sferic, uzura locașului sferic pentru tijă de comandă, uzura suprafeței de fixare a manșonului de decuplare, deteriorarea găurilor pentru șuruburile de fixare a manșonului de declupare.
Uzura locașului pentru bolțuri cu cap sferic se constată vizual și se măsoară cu un calibru vergia. Recondiționarea constă dintr-o rectificare sferică a locașului la cota de reparație, folosindu-se bolț sferic la cota majorată.
Uzura locașului sferic pentru tijă de comandă se constată vizual și se determină cu un calibru vergia. Recondiționarea consta în rectificarea sferică a locașului la cota de reparații folosindu-se tijă de comandă recondiționata la cota majorată.
Uzura suprafeței de fixare a manșonului de declupare se măsoară cu un calibru-tampon; recondiționarea consta în rectificarea plană a ambelor suprafețe și folosirea a doua șaibe compensatoare.
Deteriorarea filetului găurilor pentru șuruburile de fixare a manșonului de b#%l!^+a?declupare se controlează cu un șablon. Recondiționarea consta în lărgirea și găurirea la cota 6,500 și filetarea la cota majorată M8x1,25.
Furca de decuplare se rebutează când prezintă rupturi ale brațelor pârghiei și fisuri sau rupturi ale corpului pârghie.
1.6.3.3. Carcasa ambreiajului
Pot apărea următoarele defecte: fisuri, crăpături, rupturi, uzura găurii de centrare și abaterea de al planeitate a suprafeței de așezare.
Carcasa cu fisuri, crăpături sau rituri se recondiționează limitându-se fisurile sau crăpăturile, prin executarea unor găuri cu diametru de 3 mm, la distanță de 10-15 mm de capetele fisurilor, pe o adâncime de 4-5 mm; urmează apoi o sudare oxiacetilenică și ajustare prin pilire și frezare până la nivelul materialului de bază.
Uzura găurii de centrare se constată prin verificare cu un calibru-tampon; recondiționarea consta în majorarea prin găurire la 19 mm și alezarea la cota 19,000-19,018 mm și folosirea unui știft de centrare la cota corespunzătoare.
Abaterea de la planeitate a suprafeței de așezare mai mare de 0,08 mm se recondiționează prin strunjirea suprafeței de așezare, pe adâncimea de maxim 0,500 mm fără a depăși însă cota de 179,5 mm. Carcasa ambreiajului se rebutează dacă prezintă rupturi sau spărturi cu o lungime pe contur mai mare de 100 mm și care cuprind mai mult de două găuri de prindere, fisuri și crăpături care traversează doua sau mai multe găuri.
1.6.3.4. Verificarea ambreiajului
La montarea ambreiajului se verifică:
Bătaia frontală a discului condus la o anumită raza prin introducerea unui dorn în canelurile butucului și fixarea dornului între două vârfuri de centrare; bătaia frontală se citește pe comparatorul cu cadran. Dacă bătaia frontală depășește limitele admise, discul se îndreaptă cu cheia.
Echilibarea statică a discului condus cu ajutorul unui dispozitiv. Echilibrarea se realizează cu ajutorul unor plăcuțe, reducând la minim tendința de rostogolire a discului, în orice poziție pe barele dispozitivului.
Jocul radial și jocul lateral intre flancurile canelurilor a butucului ambreiajului și a arborelui ambreiajului cu ajutorul unei lamele calibrate.
Arcurile de presiune, care trebuie să fie din aceiași grupă de sortare măsurându-se lungimea în stare liberă și lungimea sub sarcină -dimensiunile caracteristice pentru reglare și uzuri la ambreiajele cu arc central tip diafragmă, dimensiunile caracteristice se verifică atât cu ambreiajul în stare liberă cât și sub acțiunea unei forțe.
1.7. Indicații și idei practice
În principiu funcționarea impecabilă a cuplării și decuplării ambreiajului, transmisia corespunzătoare a forței, trebuie controlată cu ocazia fiecărei verificări tehnice.
Pentru inspecția proprietăților de debreiere, să acționăm ambreiajul la motor în relanti. După circa 3 secunde, trebuie să fie posibilă schimbarea vitezei de mers înapoi, fără zgomot.A se evita schimbarea în treapta unu de viteze sau în mers înapoi imediat după debreiere, întrucât la vitezele nesincronizate pot apărea zgomote inevitabile.
Este necesară parcurgerea unui drum scurt înaintea verificării, acționând de câteva ori ambreiajul: se trage bine frâna de mână; se schimbă în treapta cea mai mare de viteze; debreind se ridică turația motorului la circa 2000rot/min, menținând la această valoare; se lasă promt pedala de ambreiaj; dacă motorul se îneacă, capacitatea de transmisie a ambreiajului este corespunzătoare.Pentru evitarea supraâncălzirii, această încercare se poate repeta numai o dată.
Șuruburile de fixare a capacului respevtiv a carcasei pe volant, pot fi strânse sau slăbite numai în diagonală.
Clema folosită la ambreiajele cu arcuri spirale trebuie îndepărtată după operația de montaj.
1.8. Repararea ambreiajului
Defectele în exploatare ale ambreiajului se pot manifesta sub forma: ambreiajul patinează sau nu se cuplează, ambreiajul nu se decuplează, ambreiajul cuplează cu smucituri sau face zgomot.
1.8.1. Ambreiajul patinează sau nu cuplează
Defectul se constă, mai ales la deplasarea automobilului în treapta de priza directă cu viteza redusă, când motorul este accelerat iar turația să crească brusc, fără ca viteza automobilului să se mărească sensibil. Defectul se datorează următoarelor cauze principale: cursa liberă a pedalei necorespunzătoare, ulei pe suprafețele garniturilor de frecare, slăbirea sau decălirea arcurilor de presiune, uzura accentuată a garniturilor de frecare.
1.8.2. Ambreiajul nu decuplează
Defectul se manifestă la schimbarea treptelor de viteze, când arborele cotit nu decuplează, transmisia fiind însoțită de un zgomot puternic mai ales la încercarea de clupare a treptei I. Cauzele pot fi: existenta curse libere prea mari, deformarea discului de frecare, dereglarea sau ruperea pârghiilor de decuplare, arcul tip diafragmă deformat sau decălit, neetanșeități la comanda hidraulică.
1.8.3. Ambreiajul cuplează cu smucituri sau face zgomote puternice
Defectul se datorează următoarelor cauze: spargerea discului de presiune, slăbirea sau ruperea arcurilor discului condus, ruperea niturilor de fixare a garniturilor de frecare, dereglarea sau ruperea.
1.8.4. Verificarea și reglarea cursei libere a pedalei ambreiajului
Cursa liberă a pedalei este corespunzătoare când ambreiajul transmite momentul motor fără patinare, cu pedala în poziția liberă, și când decuplează complet cu pedala apăsată .Reglarea cursei libere a ambreiajului este necesar să se facă periodic, deoarece, prin uzura garniturilor de frecare, ea se micșorează.
Se deplasează prin apăsare pedala împreună cu cursorul, pana în momentul în care ambreiajul începe sa decupleze. Acest moment se simte prin mărirea forței necesare deplasării în continuare a pedalei. Distanța între cele două cursoare reprezintă cursa liberă a pedalei și se citește direct în milimetri pe scara gradată a riglei. Ea trebui să fie de 20-50 mm, în funcție de tipul automobilului.
Reglarea cursei libere a pedalei ambreiajului se face în mod diferit în funcție de automobil. De obicei cursa liberă a pedalei se reglează prin modificarea lungimii tijelor care transmit mișcarea de la pedală la furca de decuplare.
La reglare, se slăbește contrapiulița și se înșurubează sau deșurubează piulița până se obține cursa liberă a pedalei, corespunzătoare unui joc de 2 – 3,5 mm la extremitatea furcii ambreiajului.
În cazul ambreiajului cu mecanism de comandă cu acționare hidraulică cursa liberă a pedalei se datorează jocului dintre tijă și pistonul cilindrului principal și jocului dintre rulmentul de presiune și capetele interioare ale pârghiilor de debreiere. Jocul dintre tijă și pistonul principal se reglează cu ajutorul unui șurub excentric, iar jocul dintre rulmentul de presiune și capetele interioare ale pârghiilor de debreiere se reglează prin modificarea lungimii tijei pistonului cilindrului receptor, compusă din doua pârti asamblate prin filet.
1.8.5. Reglarea jocului dintre rulmentul de presiune și pârghiile de decuplare
Pentru o funcționare corespunzătoare a ambreiajului, trebuie ca toate pârghiile de decuplare să se găsească în același plan, pentru ca, la decuplare, ele să vină simultan în contact cu rulmentul de presiune.
Jocul dintre rulmentul de presiune și capetele interioare ale pârghiilor de decuplare se poate regla: cu ajutorul șurubului de la capătul interior al pârghiei de decuplare; cu ajutorul piuliței în acest caz rulmentul de presiune este înlocuit cu un inel de grafit, iar pârghiile au fixat la partea interioară (discul); cu ajutorul piuliței care se înșurubează sau deșurubează pe buton; cu ajutorul piuliței care apropie sau depărtează partea centrală a pârghiei de decuplare de carcasa ambreiajului.
Jocul dintre rulmentul de presiune și pârghiile de decuplare se reglează, de obicei, după reparații.
La verificarea și reglarea poziției pârghiilor de decuplare se procedează astfel: se rotește arborele cotit al motorului pana când apar doua pârghii în dreptul ferestrei de vizitare din carterul ambreiajului; se apasă pedala până când rulmentul de presiune atinge capetele pârghiilor. Dacă rulmentul a atins o singură pârghie, acestea se reglează, astfel încât să fie atinse deodată. Jocul dintre pârghii și rulmentul de presiune se verifică cu o sondă-calibru, care se introduce pe rând, în interstițiile dintre capetele interioare ale pârghiilor și rulment.
1.9. Transmisia longitudinală, principală și diferențialul
Uneori ca urmare a necumoasterii regulilor de exploatare unii conducători de automobile accelerează motorul pentru a scoate vehiculul dintr-o situație grea; în această situație, o roată se pote învârti foarte repede, iar alta prea încet supraîncălzind sateliții; în același mod se poate deteriora și axul sau crucea sateliților.
1.9.1. Uzura excesivă sau deteriorarea daturii pinioanelor sateliților sau
planetarelor
Defecțiunea se datorează folosirii la rotila din spate a unor anvelope cu uzuri sau dimensiuni diferite,deplasării îndelungate prin teren greu (noroi,zăpada etc.),ungerii insuficiente,uzurii casetei sateliților,situație după care dintii calcă numai pe vârfuri și se rup.
Ruperea axului sau a crucii sateliților poate duce la deteriorarea întregii punți motoare.De aceea la apariția vreunui zgomot suspect se oprește automobilul se ridică pe cric după care se introduce în etajul apropiat prizei directe sau în priză directă și se pornește motorul. Dacă se aud zgomote înseamnă că s-au deteriorat sateliții sau alte organe ale diferențialului.
Remedierea se face la un atelier specializat prin înlocuirea pieselor deteriorate.
1.9.2. Griparea sau deteriorarea rulmenților transmisiei principale
Defectarea are loc datorită în mare parte cauzelor care au fost prezentate la uzura rulmenților cutiei de viteze la care se adauga dezechilibrarea arborelui cardanic.defecțiunea este însoțită de un zgomot caracteristic similar unui huruit sau unei trosnituri.
Remedierea: se face lăun atelier specializat de reparație, se vor demonta arborii planetari și se va curăța carcasa de bucățile rupte.
1.9.3. Vibrații și zgomote
Uzurile sau defecțiunile produse la organele transmisiei longitudinale transmisiei principale și ale diferențialului sunt în majoritatea cazurilor însoțite de vibrații și de zgomote care, în afară faptului că obosesc pe conducătorul automobilului sau pe călători pot avea și urmări grave.
Vibrațiile se datorează dezechilibrului cardanici și ruperii sau slăbirii suportului intermediar la automobile care au asemenea piesă.
Dezechilibrarea arborilor cardanici se poate produce datorită: scoaterii sau dezlipirii plăcutelor de echilibrare; deformării arborelui prin lovire; uzurii mari a crucilor cardanice; existenței unui joc prea mare între canelurile arborelui și butucul furcii culisante; deformării flanșelor de prindere descentrării lor sau folosirii unor suruburimai mici, decât locașurile flanșei; slăbirii fixării arborelui cardanic la punte; uzurii furcii în schimbătorul de viteze sau de la pinionul de atac al transmisiei principale;
În cazul în care vibrația nu este puternică se continua deplasarea cu viteză redusă până la atelier unde se verifică în amănunt cauzele dezechilibrului prin încercarea pe mașina de echilibrat.
1.9.4. Ruperea sau slăbirea suportului intermediar
Este determinată de desfacerea sau ruperea șuruburilor de prindere. b#%l!^+a?Defecțiunea este însoțită de un zgomot similar unor bubuituri repetate, care apoi se întețesc, producând vibrația automobilului.
În cazul desprinderii suportului urmările sunt foarte grave întrucât arborele intermediar continuând să fie rotit, va lovi și va deteriora alte organe ale transmisiei
Remedierea: se strâng șuruburile. Dacă s-au rupt unul sau doi umeri ai suportului se recomandă ca automobilul să fie transportat până la atelier. Pentru aceasta se demontează întregul suport și arborele respectiv.
La transmisia longitudinală, întreținerea constă în strângerea șuruburilor de prindere a flanșelor și în ungerea suprafețelor în frecare după circa 1200-1600 km la unele autocamioane și după 2500-6000 km la autoturisme.
1.10. Norme de protecția muncii
De cele mai multe ori, accidentele au loc datorită faptului că muncitorii nu au cunoștința necesară în ceea ce privește folosirea sculelor și utilajelor. O cauză a accidentelor o constituie de asemenea, lipsa de atenție față de îndeplinirea instrucțiunilor de tehnica securității și a regulamentului de ordine interioară, atât în producție cât și în atelierele școlare.
Tehnica securității muncii are ca sarcină prevenirea accidentelor si, realizarea condițiilor care să asigure securitatea completă a muncii personalului și a productivității maxime.
Măsurile de tehnică a securității muncii, sunt: îmbrăcămintea de lucru trebuie să fie ajustată pe corp; controlul periodic al stării utilajelor și uneltelor; cozile și mânerele uneltelor de mână trebuie să fie din lemn de esență tare fiind bine fixate; folosirea cheilor cu fisuri este interzisă; toate mașinile, uneltele, carcasele metalice vor fi legate la nul; spațiile în care se efectuează lucrările de reglare a automobilului cu motorul pornit trebuie să fie ventilate și prevăzute cu conducte de captare a gazelor; respectarea curățeniei și ordinii la locul de muncă; înaintea demontării automobilului trebuie să fie golit de combustibil și lubrifianți iar depozitarea să se facă într-un spațiu special
Cauzele incendiilor pot fi foarte diferite. Discurile industriale combustibile, cârpe îmbibate cu ulei, bumbacul de șters, hârtia și alte materiale folosite pentru curățarea materialelor se pot aprinde ușor de la scântei când cel care folosește focul nu este atent.
Principalele măsuri de prevenire a incendiilor constă în păstrarea curată și în ordine a locului de muncă, precum și manipularea atentă a focului, aparatelor de încălzire și a diferitelor substanțe ușor inflamabile. Se vor îndepărta cât mai des de la locurile de muncă deșurile, în special cele combustibile depozitându-le în locuri special amenajate.
După terminarea lucrului trebuie să se facă ordine perfectă la toate locurile de muncă. Materialele de șters, cârpele, bumbacul îmbibate cu ulei trebuie așezate în lăzi speciale. Vasele cu lichidele ușor inflamabile, precum și buteliile cu gaze trebuie duse la locuri de depozitare permanent. Trebuie deconectate toate aparatele electrice și toate corpurile de iluminat cu excepția lămpilor de veghe.
Cel mai simplu utilaj și inventar împotriva incendiilor care trebuie să existe în întreprinderi constă în robinetul de incendiu, pompe, extinctoare, lăzi cu nisip și lopeți, saci cu nisip.
Utilajul și inventarul pentru stingerea incendiilor trebuie să fie întotdeauna în bună stare și gata pentru utilizare. Robinetele de incendiu se montează pe ramificații de la conducta de apă și sunt prevăzute cu racorduri speciale pentru furtunurile de incendiu.
Extinctoarele se folosesc pentru stingerea micilor focare de incendiu. Ele intră repede în funcționare aruncând spumă sau prafuri extinctoare. Extinctoarele cu spumă sunt eficace în special la stingerea țițeiului, petrolului lampant, benzinelor.
Extinctoarele cu praf se folosesc exclusiv pentru stingerea focului la instalațiile electrice.
CAPITOLUL AL II-LEA
CALCULUL AMBREIAJULUI MECANIC MONODISC
2.1. Studiul soluțiilor similare și a tendinței de dezvoltare a autovehiculelor
similare cu cel primit prin tema de proiect
Pentru abordarea proiectării unui nou tip de autovehicul, ținând seama de datele impuse prin temă, care precizează anumite particularități legate de destinația și performanțele acestuia, este nevoie, într-o primă etapă, să se caute soluții constructive, deja existente, având caracteristici asemănătoare cu cele ale autovehiculului cerut. Literatura de specialitate cuprinde, pentru fiecare categorie de autovehicule, informații legate de organizarea generală, de modul de dispunere a echipamentului de tracțiune, de parametrii constructivi si de capacitatea de încărcare, de organizarea transmisiei, tipul sistemelor de direcție, frânare, suspensie, etc.
Analizând toate aceste informații și având în vedere tendințele de dezvoltare pentru fiecare categorie de autovehicul, se pot stabili printr-o metodă de studiu comparativă, ca punct de plecare de la datele inițiale din tema de proiectare, caracteristici constructive și de utilizare necesare calculului de predimensionare, cum ar fi: organizarea generală, amenajarea interioară, dimensiunile geometrice, greutatea autovehiculului și repartizarea sa pe punți, alegerea pneurilor, etc.
Pentru exemplificare, în tabelele de mai jos se prezintă, pentru segmentul autovehiculelor cu 2-3 locuri si viteză maximă Vmax=120 km/h, principalii parametrii constructivi și ai performanțelor pentru un număr de 10 autovehicule.
În privința dimensiunilor principale, în figurile următoare se prezintă, pentru fiecare dimensiune, denumită criteriu de analiză, analize comparative.
Pentru fiecare criteriu s-a determinat câte o valoare medie care, va fi folosită ca referință pentru reprezentarea autovehiculului ce urmează a fi proiectat.
Mărimea ampatamentului este orientată spre valoarea aleasă ca medie cu mici abateri de la aceasta pentru fiecare model în parte (am adoptat valoarea medie: 3315 mm).
Lungimea se prezintă de asemenea ca o dimenisiune compactă datorată asemănării soluțiilor de organizare (am adoptat valoarea medie: 5425 mm).
Lățimea: am adoptat valoarea medie: 2100 mm.
Înălțimea acestor autovehicule este apropiată ca valoare pentru toate modele menționate datorită clasei din care fac parte. Am adoptat valoarea medie: 2115 mm.
Ecartamentul: am adoptat valoarea medie: 1790 mm.
În figura 45 este prezentat ca mărime de interes raportul dintre puterea maximă dezvoltată de motorul autovehiculului, (Pmax) și masa autovehiculului, (ma). Acest parmetru are semnificația unui indice de motorizare. Valoarea medie a acestui parametru [kW/kg], îmbunătățirea performanței de motorizare făcându-se la creșterea valorii acestui parametru.
Figura 46 prezintă ca indice de performanță raportul dintre consumul mediu de combustibil, () și puterea maximă a motorului, (Pmax), raport notat . Acest parametru, care reflectă cantitatea de combustibil, exprimată în litri, consumată pentru producerea unei puteri unitare pae un spațiu de 100 km scoate în evidență performanțele motoarelor utilizate. Față de valoarea medie a autoturismelor din eșantionul analizat, litri combustibil pentru producerea unei puteri de 1 kW în timpul parcurgerii unui spațiu de 100 km, creșterea performanței se exprimă prin reducerea valorii.
O altă mărime folosită este prezentată în 47 Raportul , dintre viteza maximă pe care o atinge autovehiculul, (Vmax), și masa autovehiculului, (ma), dă indicii asupra performanțelor dinamice de viteză maximă ale autoturismelor similare, arătând cu ce viteză este propulsat fiecare kilogram din masa autoturismului. Față de valoarea medie a acestui parametru pentru autoturismele din eșantionul analizat, creșterea performanței se exprimă prin creșterea valorii parametrului.
Un alt parametru de interes, reprezentat în figura 48, este raportul dintre consmul mediu de combustibil [litri/100km] și masa autovehiculului, ma [kg]. Acest parametru, cu semnificația unui indice de performanță al construcției automobilului evaluează economicitatea funcționarii autovehiculului. Valoarea medie a acestui parametru, corespunzătoare eșantionului analizat, litri combustibil pentru deplasarea pe un spațiu de 100 km a fiecărui kilogram din masa autovehiculului. Sporirea performanței consumului de combustibil pentru transportul masei se obține prin reducerea mărimii acestui parametru.
În figura 49 se prezintă un parametru de analiză comparativă ce exprimă influența nivelului de motorizare asupra performanței dinamice de viteză maximă (Vmax/Pmax). Parametrul reprezintă un criteriu de perfecțiune al construcției de autovehicule prin exprimarea vitezei imprimate de fiecare unitate de putere dezvoltată de motor. Față de valoarea medie a acestui parametru pentru autoturismele din eșantionul analizat, creșterea performanței se exprimă prin creșterea valorii parametrului.
În tabelele urmatoare, prezentăm soluțiile similare pentru tipul de autovehicul proiectat.
Tabelul nr. 8. Soluții similare pentru tipul de autovehicul proiectat
Tabelul nr. 9. Soluții similare pentru tipul de autovehicul proiectat
Tabelul nr. 10. Soluții similare pentru tipul de autovehicul proiectat
Figura nr. 40. Ampatamentul autocisternelor
Figura nr. 41. Lungimea autocisternelor
Figura nr. 42. Lățimea autocisternelor
Figura nr. 43. Înălțimea autocisternelor
Figura nr. 44. Ecartamentul autocisternelor
Figura nr. 45. Raportul Pmax/ma
Figura nr. 46. Raportul QI/Pmax
Figura nr. 47. Raportul Vmax/Pmax
Figura nr. 48. Raportul QI/ma
Figura nr. 49. Raportul Vmax/Pmax
2.2. Analiza parametrilor principali ai automobilului
Motorul și transmisia formează grupul (echipamentul) moto-propulsor. Organizarea și dispunerea grupului moto-propulsor constituie caracteristici de bază în aprecierea calităților de utilizare ale automobilelor. Grupul moto-propulsor poate fi repartizat de-a lungul axei longitudinale a automobilului sau poate fi grupat într-un singur loc. In funcție de poziția relativă dintre axa longitudinală a automobilului și axa de rotație a arborelui cotit, motorul poate fi dispus longitudinal sau transversal. Pentru autoturisme, prevăzute cu două punti, organizarea tracțiunii se poate realiza după soluțiile 4×2 sau 4×4, prima cifră indicând numărul roților iar cea de-a doua pe cel al roților motoare. Pentru organizarea tracțiunii de tipul 4×4 puntea motoare poate fi dispusă în față si în spate.
2.2.1. Soluția de organizare generală a automobilului proiectat
Automobilul este un vehicul tot teren, autopropulsat, cu caroserie și roți, care se poate deplasa pe drumuri sau pe căi neamenajate. El este un ansamblu complex, constituit dint-un număr apreciabil de componente, care se intercondiționează constructiv și funcțional. Acestea pot fi grupate astfel: motorul cu sistemele sale; transmisia (ambreiajul, cutia de viteze, cutia de distribuție sau reductorul distribuitor, transmisia longitudinala, puntea sau punțile motoare); în funcție de soluția de organizare a tracțiunii automobilului unele din componentele transmisiei pot lipsi. sistemele de conducere, care cuprind sistemul de direcție și sistemul de frânare; -sistemul de susținere si propulsie, format din suspensie, șasiu sau cadru, punți, sistemul de rulare; caroseria; echipamentul electric si electronic; instalațiile și dispozitivele auxiliare.
Motorul, alături de transmisie, formează grupul motopropulsor al automobilului și asigură punerea sa în mișcare. În motor energia chimică a combustibilului utilizat se transformă în energie mecanică transmisă roților motoare, prin intermediul transmisiei. Motorul este format din mecanismul motor (mecanismul bielă-manivelă și mecanismul de distribuție), din sistemele de alimentare, ungere și răcire, din instalația de pornire și instalația de aprindere (la motoarele cu aprindere prin scânteie).
Automobilele au diferite surse energetice, majoritatea fiind motoare cu ardere internă, cu aprindere prin scânteie sau prin comprimare – m.a.s. sau m.a.c..
Transmisia are rolul să asigure transmiterea fluxului de putere de la motor la roțile motoare, asigurând propulsarea automobilului. Calitățile de tracțiune ale automobilului sunt influențate de caracteristicile transmisiei, care poate fi mecanică, hidromecanică, hidrostatică sau electrică. Elementele componente ale transmisiei sunt prezentate semnificația notațiilor fiind următoarea: ambreiajul; cutia de viteze; cutia de distribuție sau reductorul-distribuitor; transmisia longitudinală; reductorul central sau transmisia principală, diferențialul și transmisia la roțile motoare.
Sistemul de direcție și sistemul de frânare constituie sistemele cu care conducătorul automobilului asigură conducerea în siguranță, în regimul de deplasare dorit și pe traiectoria comandată. Sistemul de frânare asigură și staționarea automobilului în siguranță timp nelimitat.
Sistemul de susținere și propulsie, format din suspensie (arcuri, elemente de ghidare, amortizoare), cadru (dacă este ansamblu distinct), punți și roți, asigură susținerea elastică a automobilului pe calea de rulare, constituie baza de susținere a elementelor sale componente și transformă mișcarea de rotație din transmisie în mișcare de translație a automobilului.
Caroseria constituie structura de rezistență și de protecție a pasagerilor sau a mărfurilor transportate și, de cele mai multe ori, ea dă nota de personalitate și de identificare a unei mărci de automobil. Se cunosc diferite tipuri de caroserii, cu propriile lor caracteristici, fiind ușor de identificat familia din care fac parte. La automobilele la care cadrul lipsește, caroseria preia și rolul acestuia, devenind caroserie portantă.
Echipamentul electric și electronic ocupă o pondere în continuă creștere în construcția automobilului, asigurând creșterea confortului de conducere și mărirea siguranței în deplasare. Sistemele electronice asigură optimizarea proceselor de frânare, de conducere cu efort fizic minim, de stabilitate și maniabilitate pentru automobil, corectând sau împiedicând eventualele erori de conducere. Aceste sisteme, cunoscute sub denumiri deja intrate în vocabularul de specialitate – ABS, ASR, ASC, b#%l!^+a?EBS, etc. constituie, în prezent, aproximativ 30% din valoarea de cumpărare a autoturismelor moderne. Ele au debutat cu controlul electronic al funcțiilor motorului (aprindere, injecție), au cumulat rolul monitorizării grupului motopropulsor și culminează, în prezent, cu funcții ce țin de securitate (air-bag) și ghidarea electronică în traficul rutier.
Instalațiile și dispozitivele auxiliare se întâlnesc numai la automobilele cu destinație specială – autoateliere, autosanitare, automăturători, automacarale, autocisterne, autobasculante, automobile pentru pompieri, etc.
2.2.1.1. Modulul de dispunere a echipamentului de tracțiune
Transmisia automobilelor este organizată în diverse variante constructive, care depind de destinația automobilului, de locul și modul de dispunere a motorului și a punților motoare, de numărul acestora, de dimensiunile geometrice ale caroseriei și ale automobilului.
Compunerea și dispunerea părților componente ale transmisiei este rezultatul unui proces complex de analiză a calităților de tracțiune și a capacității de trecere ale automobilului, care să corespundă destinație sale. Modul de organizare a transmisiei influențează caracteristicile de deplasare ale automobilului și condiționează posibilitățile de amplasare a celorlalte componete ale acestuia.
Soluția clasică, presupune dispunerea motorului în partea din fața automobilului și puntea motoare în spate, situație în care componentele transmisiei sunt distribuite de-a lungul axei longitudinale a automobilului. Transmisia automobilelor cu punte spate motoare și motor amplasat longitudinal în față reprezintă de foarte mult timp schema ideală de organizare.
Ambreiajul și cutia de viteze sunt amplasate longitudinal, între motor și puntea motoare putând forma un ansamblu compact fie cu motorul fie cu puntea motoare.
Avantajele principale ale soluției clasice sunt: bună repartiție a sarcini pe punți; încărcare favorabilă a punții spate la demaraj și urcarea pantelor; răcire îmbunătățită a motorului; uzură relativ identică a roților punții față (directoare) și a celor din spate (motoare); comenzi simple și precise ale motorului și cutiei de viteze.
Conferind automobilului calități constructive de supravirare, care reprezintă un caracter de mers instabil pe traiectorie, conducerea automobilului necesită fie îndemânare deosebită fie soluții constructive suplimentare pentru corectarea caracterului de supravirare. Soluția este limitată la automobile echipate cu puteri medii sau mari și prezintă avantajul încărcării dinamice la demarare a punții spate, cu consecințe favorabile asupra capacității dinamice de trecere.
2.2.1.2. Dimensiunile principale
Lungime: 5429 [mm]
Lățime: 2100 [mm]
Înălțime: 1450 [mm]
Ampatament: 2115 [mm]
Ecartament: 1790 [m]
Masa proprie: 2155 [kg]
Pneuri: 225/55 R17
Figura nr. 50. Dimensiunile principale
2.2.1.3. Amenajarea interioară
În cazul autoturismelor, cabina pentru pasageri este amplasată la mijloc totdeauna, pentru ca aceștia să fie cât mai bine protejați contra accidentării. Caroseria de securitate se obține prin următoarele măsuri: rigidizarea construcției fără reducerea vizibilității, folosirea unei tapiserii de grosime mare pe tavan și pereții laterali, montarea unor mânere pentru uși și macarale pentru geamuri fără proeminențe, montarea unor air-bag-uri frontale sau laterale, tapisarea butucului volanului, a bordului și a a parasolalelor, folosirea coloanei de direcție telescopice și a unui volan ușor deformabil în direcție axială, montarea parbrizului astfel încât la deformarea caroseriei geamul să sară în afară.
Dimensiunile principale ale postului de conducere și limitele de amplasare a organelor de comandă manuală la autoturisme și vehicule utilitare se aleg conform STAS 6689/1-81, astfel încât acestea să fie în permanență în raza de acțiune determinată de dimensiunile antropometrice ale conducătorului.
În figura 51 sunt prezentate, după recomandările STAS 12613-88, dimensiunile postului de conducere, iar în tabelul 11 sunt prezentate limitele de modificare a acestor mărimi.
Punctul R, definește punctul de referință al locului de așezare (al scaunului) și reprezintă centrul articulației corpului și coapsei unui manechin bidimensional, conform STAS R 10666/3-76, sau tridimensional, conform STAS R 10666/2-76 și regulamentului nr.35 ECE-onu. Punctul R este un punct stabilit constructiv de către producător și indicat pentru fiecare scaun determinat în raport cu sistemul de referință tridimensional.
În ceea ce privește postul de conducere, pentru determinarea corectitudinii dispunerii scaunului față de comenzi, se aplică metoda recomandată de STAS 12613-88 și norma ISO 3958-77, care stabilește o înfășurătoare a distanțelor maxime de acțiune ale unei mâini a conducătorului așezat pe scaun, cu cealaltă mână pe volan și piciorul stâng pe pedala de accelerație, având montată o centură de siguranță cu trei puncte de sprijin.
Figura nr. 50. Dimensiunile postului de conducere
Comenzile luminilor de drum, avertizorului luminos, semnalizării schimbării direcției, luminilor de poziție spate și laterale, avertizării sonore, ștergătorului și spălătorului de parbriz trebuie să fie amplasate în zona de acționare a mâinii conducătorului autovehiculului.
Tabelul nr. 11. Limitele de modificare ale dimensiunilor postului de conducere
Amenajarea interioară a autoturismelor și dimensiunile interioare ale acestora sunt prezentate în STAS 6926/4:1995
Modul de amplasare a comenzilor manuale a indicatoarelor de funcționare și a semnalizatoarelor de control este recomandat de SR ISO 4040:1995.
2.2.2. Masa autovehiculului, repartizarea masei pe punți și determinarea
coordonatelor centrului de masă
Masa autovehiculului (ma) face parte din parametrii generali ai acestuia și reprezintă suma dintre masa utilă (mu) și masa proprie (m0).
Masa utilă reprezintă o caracteristică constructivă esențială a autovehiculului, prin ea caracterizându-se posibilitățile de utilizare a acestuia. Masa utilă este determinată de capacitatea de încărcare a autovehiculului, prevăzută prin tema de proiectare sau adoptată funcție de tipul autovehiculului, în concordanță cu capacitatea de încărcare a tipurilor similare.
Masa proprie este o mărime ce caracterizează construcția autovehiculului și este determinată de suma maselor tuturor sistemelor și subsistemelor componente, când autovehiculul se află în stare de utilizare.
(45)
unde: ; N = număr de locuri pasageri
S-a dedus din studiul soluțiilor similare:
(46)
Față de masele determinate mai sus, se determină greutatea automobilului (Ga), greutatea utilă (Gu) și greutatea proprie (Go).
Ga=10·ma [N] =43800 N (47)
Gu=10·mu [N] = 22250 N (48)
Go=10·mo [N] = 21550 N (49)
Masa autovehiculului se consideră aplicată în centrul de masă (centrul de greutate), situat în planul vertical ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului. Poziția centrului de masă se apreciază prin coordonatele longitudinale a și b și înălțimea hg.
Tabelul nr. 12. Tipul autovehiculului
(50)
(51)
(52)
Centrul de greutate se adoptă în funcție de parametrul din tabelul 12:
(53)
Masa autovehiculului se transmite căii prin intermediul punților.
Pentru autovehiculele cu două punți, masele ce revin punților sunt:
(54)
(55)
Funcție de masa repatizată punților se poate determina masa ce revine unui pneu.
Pentru pneurile punții din față:
, (56) b#%l!^+a?
Pentru pneurile punții spate:
. (57)
unde n – numărul de pneuri ale punții spate.
Valorile și astfel determinate condiționează împreună cu viteza maximă a autovehiculului tipul pneurilor folosite și caracteristicile de utilizare.
Figura nr. 51. Coordonatele centrului de masă
2.2.3. Alegerea pneurilor și determinarea razelor roților
Alegerea tipului de pneu ce urmează să echipeze autovehiculul proiectat are în vedere tipul, destinația și condițiile de exploatare ale autovehiculului. În funcție de acestea, se determină din cataloage de firmă sau standarde simbolul anvelopei, față de care se pot determina sau stabili direct din tabele mărimile necesare calculului dinamic.
Alegerea pneului se face după următoarea metodologie: se determină greutatea ce revine roților din spate și din față; se aleg pneurile ce satisfac condiția de viteză maximă; funcție de dimensiunile pneurilor utilizate la tipurile similare, se orientează asupra dimensiunilor roții; se alege tipul pneului; se alege presiunea de utilizare pentru satisfacerea condițiilor de greutate pe roată.
Pentru calculele de dinamica autovehiculului este necesară cunoașterea razei de rulare, care se apreciază analitic funcție de raza nominală a roții și un coeficient de deformare:
, (58)
unde: r0 – raza roții libere determinată după diametrul exterior; – coeficient de deformare, care depinde de presiunea interioară a aerului din pneu și are valorile următoare.
Pentru pneurile utilizate la presiuni mai mici de 600 kPa (6 bari):
– adopt (59)
Pentru pneurile utilizate la presiuni mai mari de 600 kPa (6 bari):
(60)
D – diametrul exterior (nominal) al anvelopei.
d – diametrul interior al anvelopei.
H – înălțimea profilului.
B – lățimea profilului (balonajul).
(61)
Raza nominală are expresia:
(62)
Tipul pneului : 225/55 R17 – am ales din soluțiile similare.
(63)
2.2.4. Alegerea prametrilor energetici
Parametrii energetici ai modelelor similare alese care vor fi studiati sunt: cilindreea totala(), raportul de compresie(ε), puterea maxima(), turația la putere maximă( ), momentul maxim(), turația la moment maxim(), puterea specifică() , puterea litrica(), puterea raportata la masat totala Pmasa totala, emisii CO2 , consum de combustibil, alezaj x cursa, timpul de demarare de la 0-100 km/h. Pentru analizarea tuturor acestor parametrii enumerați s-a întocmit un tabel cu valorile acestora de la modelele similare alese.
Tabelul nr. 13. Parametri energetici ai modelelor similare alese
Tabelul nr. 14. Parametri energetici ai modelelor similare alese
Tabelul nr. 15. Parametri energetici ai modelelor similare alese
Se constată faptul că majoritatea constructorilor au optat pentru un tip de motor cu 4 cilindrii in linie, doar modelele 5 si 7 avand un motor cu 5 cilindri in linie si modelul 8 un motor cu 6 cilindri in V.
Ținând cont de masa modelelor similare alese cat si de destinatia acestora se observă ca cilindreea totală variază între 2143 cm³si 2498 cm³, valoarea minimă aparținând modelului 1 (Mercedes Sprinter) și valoarea maximă modelului 5 (Volkswagen Crafter).
Rapoartele de compresie variază într-o plajă foarte restrânsă de valori (16.2:1 la modelul 2 la 18,1:1 la modelul 9). Puterea maximă are cea mai mică valoare la modelele 3 si 6, iar pe cea mai mare la are modelul 1. Turația ce corespunde puterii maxime cea mai ridicată o are modelul 6, iar pe cea mai mică o are modelul 5. Momentul maxim, o caracteristică foarte importantă a motorului, are valori cuprinse între 360Nm la modelul 1 si 205Nm la modelul 6. Turația ce corespunde momentului maxim este cuprinsă într-o plajă de valori între 1600rot/min la modelul 4 si 2300 rot/min la modelul 3. Puterea specifică este un parametru ce ne poate ajuta la definitivarea unor idei despre caracteristicile dinamice ale automobilului si poate fi calculată cu formula:
(64)
Valoarea maximă a puterii specifice se obtine pentru modelul 9 (Renault Mascott) iar cea minimă pentru modelul 3 (Iveco Daily).
Puterea litrică poate fi calculate cu formula:
(65)
Puterea litrică are valoarea maximă la modelul 1 (Mercedes Sprinter), iar cea minimă la modelul 5 (Volkswagen Crafter).
2.3. Studiul organizării generale și a formei caracteristice pentru
autoturismul impus prin temă
Pentru determinarea parametrilor dimensionali principali se va utiliza metoda intervalului de încredere (Rumsiski) pentru fiecare parametru al autovehiculului.
2.3.1. Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali exteriori
Determinarea parametrilor dimensionali folosind metoda intervalului de încredere se face urmărind următorii pași:
Calculul mediei valorilor cunoscute, de la modele alese pentru fiecare parametru xj:
(66)
Calculul abaterii medii pătratice a valorilor parametrului respectiv:
(67)
Calculul coeficientului de variație a valorilor parametrului respectiv
(68)
Determinarea intervalului de încredere pe baza inegalității:
(69)
(70)
Alegerea valorii parametrului din intervalul .
Calculul Ampatamentului folosind intervalul de incredere.
(71)
(72)
(73)
Se va alege p=0.95; k=4 rezultp t=2.228 conform b#%l!^+a?tabelului IV.
(74)
Având în vedere modelul preferential ales pentru automobilul proiectat, valoarea care se va adopta pentru ampatament este de 3400 mm.
Analog s-au facut calculele si pentru ceilalti parametrii.
După calcularea fiecărui parametru după metoda intervalului de încredere, valorile calculate se vor centraliza în tabelul 16.
Pentru automobilul de proiectat se vor alege valorile din ultima coloană xales.
Tabelul nr. 16. Calculul principalilor parametrii dimensionali
Pentru automobilul care v-a fi proiectat se alege ampatamentul sa fie de 3400 mm deoarece se apropie cel mai mult de ampatamentul modelului preferențial.
Ecartamentul punții față se alege de 1750 mm, iar pentru puntea din spate s-a optat pentru un ecartament de 1790 mm. Aceste două dimensiuni sunt destul de apropiate de dimensiunile modelului reprezentativ. S-a ales o lungime maximă de 5600 mm și o lățime maximă de 2000 mm. Aceste valori sunt mai apropiate de valorile minime ale intervalelor de încredere, deci se poate observa că automobilul va avea dimensiuni mai mici decât cele 5 modele similare, iar pentru ca centrul de greutate al automobilului să fie cât mai jos, înălțimea maximă se alege tot din valorile minime respectiv de 2500 mm.
2.3.2. Determinarea parametrilor masici pentru principalele subansambluri ce
compun autovehiculul impus prin temă
Pentru determinarea parametrilor masici ai subansamblurilor principale se va întocmi un tabel în care se vor trece fiecare subansamblu cu valoarea masei proprii și ponderea acestuia din masa automobilului. Datele se se înscriu în tabelul 17.
Tabelul nr. 17. Repartizarea maselor pe subansamble
Ponderile masice ale subansamblelor autoturismului proiectat au fost alese în functie de clasa din care face parte. Raportarea se face la masa proprie. Motorul cu care va fi echipat autoturismul impus prin temă va fi echipat cu un motor cu 5 cilindrii în linie a cărei formă simplificată este considerată a fi un dreptunghi. Motorul va fi amplasat central longitudinal. Automobilul va fi echipat cu discuri ventilate pentru toate cele patru roți. Se consideră faptul că masa instalației electrice, cu toate componentele sale, este concentrată în acumulator. Acesta este reprezentat ca un dreptunghi. Rezervorul de combustilbil va avea 70 l. El va fi reprezentat sub forma unui dreptunghi.
2.3.3. Predeterminarea formei și a dimensiunilor spațiului util, inclusiv a
interiorului postului de conducere
Dimensiunile interioare ale automobilului au ca obiectiv prezentarea următoarelor caracteristici dimensionale: organizarea și dimensiunile postului de conducere; amplasarea banchetelor și/sau scaunelor pentru pasageri și dimensiunile acestora; dimensiunile volumului util (portbagaj, furgon, bena, habitaclu, salon, etc.); dimensiunile impuse de construcția și organizarea automobilului.
2.3.3.1. Manechinul bidimensional și postul de conducere
Pentru a se determina forma postului de conducere se va ține seama de studiile ergonomice care s-au efectuat în acest domeniu, pe bază cărora sunt stabilite anumite norme ce asigură o poziție comodă și sigură pentru conducătorul autovehiculului, acționarea comenzilor în condiții de siguranță și fără eforturi mari.
Astfel de norme sunt prezentate în mod sistematic în STAS R10666/3-76, în care sunt stabilite caracteristicile manechinului bidimensional, care va fi folosit la determinarea dimensională și morfologică a postului de conducere în cazul autocamioanelor.
Figura nr. 52. Elementele principale alea manechinului bidimensional folosit pentru proiectarea postului de conducere.
Ținând cont că media înălțimii a populației a crescut în ultimii 10 ani, iar descoperirile în domeniul ergonomic sunt din ce în ce mai importante și cerințele de confort și siguranță din ce în ce mai severe, se pot face anumite modificări și îmbunătățiri.
În general, postul de conducere trebuie să asigure un compromis între siguranță și confort, astfel încât conducătorul să nu adoarmă la volan, mai ales pe perioade lungi de deplasare, dar eforturile pentru acționarea comenzilor să fie reduse.
Pentru proiectarea postului se folosește manechinul plan (2D) acest manechin este un accesoriu care simulează statura omului. Principalele elemente ale acestui manechin sunt prezentate în figura 52.
Condițiile ergonomice și tehnice pentru proiectarea postului de conducere sunt extrase din STAS R106666/1-76 din care se aleg dimensiunile corespunzătoare. De asemenea se aleg și alte dimensiuni relative pentru amplasarea organelor de comandă.
În figura 53 sunt prezentate aceste dimensiuni și forma scaunului conducătorului, determinate de elementele ergonomice ale manechinului prezentat anterior.
Tabelul nr. 18. Dimensiuni principale ale cabinei și postului de conducere
b#%l!^+a?
Figura nr. 53. Dimensiunile principale ale postului de conducere. Forma scaunului conducătorului
Figura nr. 54. Dimensiunile principale ale postului de conducere. Forma scaunului conducătorului
Figura nr. 55. Dimensiunile principale ale postului de conducere. Forma scaunului conducătorului
2.3.3.2. Dimensionarea cabinei
După ce au fost determinate principalele caracteristici ale postului de conducere, se face în continuare dimensionarea cabinei.
Forma cabinei determinată în aceasta etapă a proiectului poate fi modificată ulterior pe baza unor criterii de organizare generală sau de aerodinamică.
Ținând cont de faptul că pentru aceste autovehicule, cabina nu este un volum complet izolat ci face parte din întregul vagon, se va face o concordanță între dimensiunile acestuia și cele ale volumului util, determinate anterior. De asemenea se vor respecta dimensiunile determinate pentru postul de conducere.
Tot pentru postul de conducere, în cadrul cabinei, se va face o verificare conform STAS R 10666 /2-76 pentru grupele dimensionale reprezentative 10% și 90% ale manechinului 2D în pozițiile externe ale scaunului.
Deoarece postul de conducere a fost proiectat în subcapitolul anterior cu ajutorul manechinului 50% în continuare, verificarea se va face pentru grupele 90% și 10%.
Figura nr. 56. Determinarea formei cabinei și verificarea dimensiunilor cu ajutorul manechinelor plane 10% și 90%
2.3.3.3. Dimensionarea volumului util
Din intervalul de încredere a fost ales ca volum util o cantitate de 10 m3.
Spatiul de marfă de formă paralelipipedică, comportă următoarele dimensiuni: lungime interioară – 3000 mm; lățime interioară – 1800 mm; înălțime interioară – 1900 mm.
În acest volum util, încap 20 eruopaleți neîncărcați cu dimensiunile de 1200x800x155.
2.3.3.4. Verificarea vizibilității
Folosind metodele stabilite în STAS 6926/23-91, se face, în continuare verificarea și măsurarea vizibilității spre înainte (180o) de pe locul conducătorului auto. În acest scop se determină punctul de observare, adică punctul de concentrare a ambilor ochi.
Figura nr. 57. Verificarea vizibilității
Coordonatele punctului de observare se determina astfel: scaunul conducătorului în poziția cea mai retrasă și cea mai de jos; 700 mm pe verticală în sus, față de punctul R al habitaclului, în planul de simetrie al scaunului; 130 mm pe orizontală, spre înainte, fața de punctul R al habitaclului, în planul de simetrie al scaunului.
Pentru a se putea determina câmpul de vizibilitate se trasează semicercul de vizibilitate prezentat în figura 57.
Deoarece înălțimea cabinei are o valoare ridicată, piesele suspendate cum ar fi parasolarul nu se află sub nivelul punctului de observare.
Numărul obturărilor de pe semicercul de vizibilitate este de 4 (sub limită admisă)
În câmpul vizibilitate liberă spre înainte nu există nici-o obturare.
Se observă de asemenea că distanța dintre obturări măsurată pe coarda semicercului este întotdeauna mai mare decât 2,5 m și lățimea obturărilor este relativ redusă
2.3.4. Întocmirea schiței de organizare generală a automobilului
Pentru automobilul proiectat s-a ales soluția clasică de organizare generală și anume motor față, punte motoare spate.
Această soluție de organizare, are următoarele avantaje: încărcări statice ale puntțlor apropiate; solicitare redusă a suporților motorului sub acțiunea momentului la ieșirea din schimbătorul de viteze; accesibilitate ușoară la motor; punte față simplă, cu posibilitatea aplicării de diverse variante constructive; mecanism de comandă a schimbătorului de viteze simplu; se poate utiliza un schimbător de viteze cu priză directă, ceea ce implică un randament ridicat; utilizarea unui sistem de evacuare a gazelor de lungime mare, cu silențiozitate bună și posibilitate de montare ușoară a convertorului catalitic; încălzire eficace a habitaclului, datorită traseului de lungime mică al aerului și al apei.
Printre dezavantaje, se numără următoarele: la încărcarea parțială a autoturismului, puntea motoare este relativ descărcată, ceea ce reduce capacitatea de trecere pe drum de iarnă sau umed și crește pericolul patinării roților, mai ales la viraje strânse; regim de mișcare rectilinie mai puțin stabil, decât în cazul roților din față motoare (automobilul este împins și nu tras); la aplicarea frânei de motor sau a frânei de serviciu moderate, la deplasarea în viraj, autoturismul supravirează; necesitatea utilizării arborelui cardanic, ceea ce complică structura transmisiei, lungime mare a automobilului, masă proprie relativ mare și cost ridicat.
b#%l!^+a?
Figura nr. 58. Schița de organizare generală
Figura nr. 59. Schița de organizare generală
În figura 60 se poate observa cum este dispus spațiul util din interiorul autoturismului. Habitaclul nu are dimensiuni generoase, având în vedere tipul de caroserie, în timp ce spațiul util, amplasat în spatele autoturismului, este încăpător.
Figura nr. 60. Schița de organizare generală
2.3.5. Determinarea poziției centrului de masă al automobilului
Coordonatele centrului de greutate al autovehiculului sunt date de relațiile:
xG=; zG= (75)
în care mj este masa subansamblului j, în kg; xj, zj – coordonatele centrului de greutate al subansamblului j, față de sistemul de axe, xoz, ales, în mm.
În legătură cu poziția centrului de masă pentru o persoană așezată pe scaun:
În cazul scaunelor fixe, centrul de masă se află la distanța de 50 mm față de punctul R, în sensul de mers, iar în cazul scaunelor reglabile această distanță este de 100 mm;
Înălțimea centrului de masă, pe verticală, față de punctul R, are valoarea medie de 180 mm.
2.3.5.1. Determinarea poziției centrului de masă al automobilului la sarcina utilă
nulă
Pentru determinarea poziției centrului de masă al automobilului la sarcina utilă nulă se fac următoarele ipoteze: o singură persoană în interior și anume conducătorul – 75 kg; rezervorul este încărcat la ¼ din capacitate.
Tabelul nr. 19. Pozițiile centrelor de greutate ale subansamblurilor
2.3.5.2. Verificarea capacității de trecere și a stabilității longitudinale
Încă din faza de predeterminare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au avut în vedere și parametrii geometrici ai capacității de trecere. Definitivarea lor este încheiată o data cu întocmirea schiței de organizare generală și a desenului de ansamblu.
Figura nr. 61. Verificarea capacității de trecere și a stabilității longitudinale
Condițiile cele mai dificile la înaintere, pentru automobile sunt, în general, la urcarea pantei maxime..
Pentru automobilul impus prin temă, panta maximă este 30%.
αpmax=arctg(0.36)=24° (76)
Expresia unghiului limită de patinare sau de alunecare (când roțile motoare ajung la limita de aderență) este:
(tracțiune spate) (77)
x =0,8 (78)
0,57779 =>αpa=30° (79)
La deplasarea pe drumul cu panta maximă nu trebuie să se producă răsturnarea automobilului. Unghiul limită de răsturnare este dat de relația:
(80)
Condițiile de stabilitate longitudinală, la deplasarea automobilului pe panta maximă, sunt:
, pentru (81)
2.4. Definirea condițiilor de autopropulsare
Rezistența la rulare, Rr, este o forța cu acțiune permanentă datorată exclusiv rostogolirii roților pe cale, și este de sens opus sensului de deplasare al automobilului.
2.4.1. Rezistențele la înaintarea automobilului
Cauzele fizice ale rezistenței la rulare sunt: deformarea cu histerezis a pneului; frecările superficiale dintre pneu și cale; frecările din lagărele butucului roții; deformarea căii de rulare; percuția dintre elementele benzii de rulare și microneregularitățile căii de rulare; efectul de ventuzare produs de profile cu contur închis de pe banda de rulare pe suprafața netedă a căii de rulare.
a) b)
Figura nr. 62. Acțiunea momentului de rezistență la rulare asupra unei roți motoare a) rezultanta forțelor din pata de contact Z; b) reducerea reacțiunii normale Z (punctul Op)
Între cauzele amintite mai sus, în cazul autoturismelor – care se deplasează pe căi b#%l!^+a?rigide, netede, aderente – ponderea importantă o are deformarea cu histerezis a pneului.
Ca urmare a modului de distribuire a presiunilor în pata de contact dintre pneu și cale centrul de presiune al amprentei este deplasat în fața centrului contactului cu mărimea a.
Ca urmare a modului de distribuire a presiunilor în pata de contact dintre pneu și cale centrul de presiune al amprentei este deplasat în fața centrului contactului cu mărimea a.
Din condiția de echilibru a roții libere (roate care rulează sub acțiunea unei forțe de împingere Rr) aplicând metoda izolării corpurilor prin desfacerea legăturilor ei cu calea și automobilul, se obține o forță tangențială sub formă:
(82)
unde: rr este raza de rulare a roții; Z – reacțiunea normală dintre pneu și cale.
Notând produsul :
(83)
care reprezintă momentul rezistenței la rulare expresia forței datorate rostogolirii roții pe cale devine:
(84)
Această forță, generată de deplasarea suportului reacțiunii normale față de verticala centrului roții de numește rezistența la rulare Rr și reprezintă forța cu care roata se opune deplasării în sensul și direcția vitezei automobilului.
Deoarece determinarea deplasării a este dificilă, ea fiind în același timp o mărime cu o valoare dată pentru un pneu dat în condiții precizate de mișcare, pentru calcul rezistenței la rulare este preferabilă folosirea unei mărimi relative, având natura unui criteriu de similitudine, care permite extinderea utilizării sale în condiții mai generale.
Această mărime este coeficientul rezistenței la rulare f dat de relația:
(85)
Principalii factori care influențează rezistența la rulare sunt: viteza de deplasare a autovehiculului; caracteristicile constructive ale pneului; presiunea interioară a aerului din pneu; sarcina normală pe pneu; tipul și starea căii de rulare; forțele și momentele aplicate roților.
Evaluarea prin experiment a unuia dintre factori nu este posibilă deoarece toți parametrii de mai sus definesc pneul în timpul rulării lui.
2.4.1.1. Rezistența la rulare
Pentru calculele se poate adopta valoarea coeficientului rezistenței la rulare în funcție de calitatea drumului pe care se deplasează autovehiculul, după recomandările din tabelul 20.
Tabelul nr. 20. Valori medii ale coeficientului rezistenței la rulare
Pentru calculul rezistenței la rulare se utilizează relatia:
[N] (86)
unde adoptăm f=0,03, iar:
(87)
Având în vedere că autoturismul de proiectat, unghiul maxim α pe care îl vom lua în calcul va fi de α=17o
Figura nr. 63. Rezistența la rulare
Tabelul nr. 21. Valorile calculate ale coeficientului rezistenței la rulare
2.4.1.2. Rezistența aerului
Pentru calculul rezistenței se recomandă utilizarea relație:
(88)
unde: este densitatea aerului: =1,225 kg/m3; cx – coeficientul de rezistență al aerului; A – aria secțiunii transversale maxime; v – viteza de deplasare a autovehiculului [m/s].
Aria transversală maximă se determină cu suficientă precizie (erori sub 5%) după desenul de ansamblu al automobilului în vedere frontală utilizând relația:
(89)
unde: B este ecartamentul autovehiculului [m]; H este înălțimea autovehiculului [m].
Tabelul nr. 22. Valori medii ale parametrilor aerodinamici
Ca urmare a studierii soluțiilor similare și a recomandărilor din tabelul 3.3. având pentru autovehicul o viteză maximă de 120 km/h adopt pentru coeficientul rezistenței aerului valoarea: cx=0,6.
Tabelul nr. 23. Rezistenta aerului
Figura nr. 64. Rezistența aerului
2.4.1.3. Rezistența la urcarea pantei
La deplasarea autovehiculului pe căi cu înclinare longitudinală,forța de greutate generează o componentă Rp după direcția deplasării dată de relația:
(90)
Această forță este forță de rezistență la urcarea pantelor (de sens opus vitezei de deplasare) și forță activă la coborârea pantelor.
Pentru pante cu înclinări mici () la care eroarea aproximării este sub 5% panta se exprimă în procente: .
În acest caz expresia rezistenței la pantă este dată de relația:
(91)
Alegerea unghiului de înclinare longitudinală a căii se face funcție de tipul și destinația automobilului.
Tabelul nr. 24. Valori medii si maxime ale unghiului de înclinare longitudinală a căii
Deoarece rezistența la rulare cât și rezistența la pantă sunt determinate de starea și caracteristicile căii de rulare, se folosește gruparea celor două forțe într-o forță de rezistență totală a căii , dată de relația:
(92)
unde: este coeficientul rezistenței totale a căii de rulare.
(93)
Figura nr. 65. Rezistența la urcarea pantei
b#%l!^+a?
Tabelul nr. 25. Rezistența la pantă
2.4.2. Ecuația generală de mișcare rectiline a automobilului
Pentru stabilirea ecuației generale de mișcare se consideră automobilul în mișcare rectilinie, pe o cale cu înclinare a, în regim tranzitoriu de viteză cu accelerație pozitivă.
Echilibrul dinamic al automobilului este date de bilanțul de tracțiune, care reprezintă ecuația de echilibru după direcția vitezei automobilului, de forma:
[N] (94)
în care: este forța activă; – rezistențele la înaintare.
Bilanțul de tracțiune exprimă egalitatea dintre forța totală la roată – obținută prin însumarea forțelor tangențiale de la toate roțile motoare – și suma rezistențelor la înaintarea autovehiculelor, de unde rezultă:
(95)
sau:
(96)
în care forța FR numită forța la roată reprezintă acțiunea momentului motor asupra roților. Expresia analitică a acestei forțe este:
(97)
unde: M este momentul dintr-un punct de pe caracteristica exterioară corespunzător unei turații n a motorului; P este puterea în aceleași condiții; este randamentul transmisiei; itr este raportul de transmitere al transmisiei; rr este raza de rulare a roților; v este viteza de deplasare a automobilului.
Prin convenție, viteza maximă este cea mai mare valoare a vitezei cu care automobilul se poate deplasa pe o cale orizontală. Ca urmare în condițiile vitezei maxime când și din expresia ecuației de mișcare dată de relația (95) se obține forma particulară:
(98)
(99)
Deplasarea pe panta maximă (sau pe cale cu rezistența specifică maximă) se obține când întreaga forță disponibilă este utilizată pentru învingerea rezistențelor legate de tipul și caracteristicile drumului . Pentru acest caz, având în vedere și faptul că la viteze mici, specifice deplasării automobilului pe panta maximă, rezistența aerului este neglijabilă în raport cu celelalte forțe din expresia forței la roată dată de relația (97) se obține forma particulară:
(100)
Este coeficientul rezistenței totale a căii de rulare.
, valoare inpusa prin tema de proiectare.
(101)
[N] (102)
2.5. Calculul de tracțiune
Calculul de tracțiune al automobilului se face în scopul determinării unor parametri ai motorului (puterea maximă Pmax și turația de putere maximă np, momentul motor maxim Mmax și turația corespunzătoare acestuia nM, consumul specific minim ce min și turația economică nec a motorului, etc) și ai transmisiei (randamentul acesteia ηt, rapoartele de transmitere iCV din cutia de viteze și din transmisia principală iO), astfel ca automobilul nou proiectat să fie capabil să realizeze performanțele înscrise în tema de proiectare sau să realizeze performanțe asemănătoare cu cele ale modelelor similare existente pe plan mondial. Parametrii ce caracterizează calitățile de tracțiune ale unui automobil pot fi determinate experimental, în poligoane special amenajate, folosind aparatură de încercare specifică. De asemenea calculul de tracțiune poate fi folosit pentru a verifica dacă parametrii motorului și transmisiei, amintiți mai sus, sunt comparabili cu parametrii indicați de către firma constructoare pentru un automobil existent.
2.5.1. Adoptarea mărimii randamentului transmisiei
Studiul soluțiilor similare oferă informații legate de tipul motorului utilizat precum și informații legate de modalitatea de amplasare a transmisiei pentru determinarea randamentului acesteia.
Transmiterea fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate fenomenelor de frecare din organele transmisiei.
Experimentări efectuate au permis să se determine următoarele valori ale randamentelor subansamblelor componente ale transmisiei (sunt prezentate numai acele componente care compun transmisia autovehiculului:
Cutia de viteze:
, adopt (103)
Transmisia pricipală:
, adopt (104)
Ținând cont că transmisia autoturismului ce urmeaza fi proiectat, este organizată după soluția totul în fata, este compusă din cutie de viteze și transmisie principală, randamentul transmisiei este dat de relația:
(105)
2.5.2. Determinarea caracteristicii exterioare a motorului
Din studiul soluțiilor similar am ales următorul tip de motor, respectiv următoarele turații de referință:
Tabelul nr. 26. Determinarea caracteristicii exterioare a motorului
nmax – turația de moment maxim = .
np – turația de putere maximă = 4500 rot/min.
Determinarea coeficienților de elasticitate (ce) și adaptabilitate(ca):
(106)
(107)
este puterea necesară pentru atingerea vitezei maxime de deplasare.
este randamentul transmisiei.
2.5.2.1. Alegerea tipului motorului
(108)
unde: f =0,03 – coeficientul de rezistență la rulare; ρaer=1.225 – densitatea aerului; cx=0,6 – coeficient aerodinamic
(109)
(110)
Punând condiția ca puterea la viteza maximă să corespundă punctului de turație maximă de funcționare a motorului se obține, pentru puterea maximă a motorului următoarea expresie:
(111)
(112)
Determinarea momentului maxim al motorului:
(113)
2.5.2.2. Determinarea analitică a caracteristicilor exterioare
Tabelul nr. 27. Determinarea analitică a caracteristicilor exterioare
Figura nr. 66. Caracteristica exterioară a motorului
b#%l!^+a?
Figura nr. 67. Caracteristica exterioară a motorului
2.5.2.3. Determinarea rapoartelor de transmisie ale transmisiei
Funcționarea automobilului în condiții normale de exploatare are loc în regim tranzitoriu, gama rezistențelor la înaintare fiind foarte mare. În aceste condiții rezultă că la roțile motoare ale automobilului necesarul de forță de tracțiune și de putere la roată sunt câmpuri de caracteristici având în abscisă viteza aleasă de conducător. Pentru ca să poată acoperi cu automobilul acest câmp de caracteristici, transmisia trebuie să ofere un asemenea câmp.
Delimitarea unui asemenea câmp de caracteristici este realizată rațional în următoarele condiții:
Motorul să echilibreze prin condițiile proprii întreaga gamă de rezistențe. Acest lucru este posibil când puterea furnizată este constantă în toate regimurile de deplasare. Dacă această valoare constantă corespunde puterii maxime, se obține caracteristica ideală de tracțiune dată de relația:
(114)
Viteza maximă este delimitată prin puterea maximă de autopropulsare:
(115)
Când rezultă din relația o forță la roată infinită. Ca urmare, la viteze mici, limita este dată de aderența roților cu calea:
(116)
Cu cele trei limite câmpul de ofertă are forma din figura de mai jos: câmpul de ofertă pentru forța la roată; câmpul de ofertă pentru puterea la roată.
Figura nr. 68. Determinarea raportelor de transmisie ale transmisiei
Urmărind conturul 1-2-3-4 se obține printr-o transmisie continuă într-o valoare maximă dată de condiția de forță la roată limitată de aderență și una maximă dată de condiția de viteză maximă.
La transmisiile în trepte, pentru a acoperi câmpurile de ofertă în transmisie, sunt realizate mai multe rapoarte de transmitere. Determinarea rapoartelor de transmitere presupune formularea condițiilor de deplasare.
2.5.2.3.1. Determinarea valorii maxime a raportului de transmisie a transmisiei
Pentru determinarea valorii maxime a raportului de transmitere se pune condiția plecării de pe loc la limita de aderență.
Astfel pentru autovehicule 4×2:
(117)
(118)
(119)
(120)
2.5.2.3.2. Determinarea valorii minime raportului de transmisie
Valoarea minimă a raportului de transmitere al transmisiei este determinată din condiția cinematică de realizare a vitezei maxime de performanță când motorul funcționează la turația maximă:
(121)
rr=0,316 [m]: raza de rulare.
nmax= 3000 [rot/min]: turația maximă.
vmax=120 [km/h]: viteza maximă.
(122)
2.5.2.3.3. Determinarea valorii raportului de transmitere al primei trepte din
cutia de viteze
Pentru situația în care automobilul este echipat cu reductor ditribuitor valoarea raportului de transmitere pentru treapta redusă (treapta a II-a) se alege în intervalul de valori . Treapta I are în general un raport de transmitere egal cu unitatea dar se pot alege și valori cuprinse în intervalul . Această alagere este justificată de obținerea unor dimensiuni mai reduse ale angrenjelor de roți dințate din cutia de viteze. În cazul alegerii pentru prima treapă a reductorului a unui raport supraunitar trebuie revizuit raportul de transmitere al celei de-a doua trepte a reductorului astfel ca deplasarea pe panta cu rezistența specifică maximă să fie posibilă.
Prin alegerea pentru prima treaptă a unui raport de transmitere supraunitar valoarea raportului de trasnmitere al primei trepte al cutiei de viteze se micșorează.
(123)
i0=itmin (124)
2.5.2.3.4. Determinarea numărului de trepte și calculul rapoartelor de
transmitere din cutia de viteze
În cazul etajării cutiei de viteze în progresie geometrică, între valoarea maximă iCV1 și minimă iCVn=1, în cutia de viteze sunt necesare n trepte date de relația:
(125)
Se adoptă n=5 ca număr de trepte.
Fiind determinat numărul de trepte, raportul de transmitere este dat de relația:
(126)
Rezultă următoarele rapoarte de transmitere:
Tabelul nr. 28. Rapoarte de transmitere
2.6. Performanțele automobilului
Când vorbim despre performanțele unui automobil putem face referire la multele așteptări pe care le avem de la acest mijloc de transport, devenit o necesitate și o prezență permanentă în activitatea zilnică a tot mai multor oameni. Putem vorbi despre performanțele unui anumit automobil sau a unei clase de automobile similare făcând referire la performanțele de accelerare sau frânare, la performanțele de consum sau confortabilitate, la performanțele de siguranță în deplasare sau de maniabilitate, la capacitatea de trecere. Determinarea performanțelor autovehiculelor este necesară pentru stabilirea și cercetarea calităților dinamice, în cazul autovehiculelor nou proiectate, sau pentru studierea comportării lor în exploatare.
2.6.1. Performanțele dinamice de trecere
Studiul performanțelor autovehiculelor se face cu ajutorul bilanțului de tracțiune, bilanțului de putere și ecuației generale de mișcare, pe baza căreia se obțin parametrii și indicii caracteristici deplasării cu regim tranzitoriu de accelerare sau de frânare.
2.6.1.1. Bilanțul de tracțiune și caracteristica de tracțiune
Caracteristica forței la roată sau caracteristica de tracțiune reprezintă dependența grafică dintre forța la roată FR și viteza Va de deplasare a automobilului.
Caracteristica forței la roată se obține din caracteristica exterioară a motorului utilizând relațiile cunoscute în treapta k, pentru calculul forței la roată -FRk și pentru viteza automobilului- Vk:
(127)
în care Me reprezintă momentul efectiv al motorului iar ωe este viteza unghiulară efectivă a arborelui cotit.
Viteza de deplasare a autovehiculului se calculează cu relația:
[m/s] (128)
unde n este turația motorului corespunzătoare coordonatelor P sau M din caracteristica exterioară a motorului.
Pentru o viteză oarecare V a automobilului, se duce o dreaptă verticală care intersectează graficele rezistenței la rulare Rr, rezistenței la pantă Rp, rezistenței aerului Ra și forței la roată Fr, respectiv în punctele b, c, d, și e. Pentru viteza V aleasă segmentul de reprezintă, la scară, forța la roată disponibilă pentru accelerarea automobilului Intersecția curbei Rr+Ra cu graficul forței la roată în treapta a IV-a, în punctul f, marchează abscisa corespunzătoare vitezei maxime a automobilului Vmax. Dacă suma rezistențelor la înaintare crește, punctul f se va deplasa spre stânga, o dată cu micșorarea vitezei maxime a automobilului.
Tabelul nr. 29. Viteza de deplasare a autovehiculului
Figura nr. 69. Caracteristica forței la roată
b#%l!^+a?
Tabelul nr. 30. Bilanțul de tracțiune
Figura nr. 70. Bilanțul de tracțiune
2.6.1.2. Bilanțul de putere și caracteristica de putere
Caracteristica puterilor este reprezentarea grafică a bilanțului de putere funcție de viteza autovehiculului pentru toate treptele cutiei de viteze.
Bilanțul de putere al autovehiculului reprezintă echilibrul dinamic dintre puterea la roată și suma puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare dat de relația:
(129)
unde P este puterea motorului (pe caracteristica exterioară sau caracteristica parțială pe care urmează a se face studiul); este randamentul transmisiei.
Reprezentarea grafică a relației ținând cont de expresiile analitice ale puterilor funcție de viteza pentru o treaptă a cutiei de viteze este prezentată în figura 71.
Tabelul nr. 31. Caracteristica puterilor
Figura nr. 71. Caracteristica puterilor
Pentru a obține bilanțul de putere al automobilului, care reprezintă echilibrul dintre puterea la roată PR și suma puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare, se înmulțesc ambii membri ai ecuației cu termenul Va (viteza automobilului), rezultând:
PR = FR • Va = Va • Ga • f • cosα +Va •Ga•sinα +k•A•V3a+Va• (130)
Curbele de variație a puterii efective a motorului Pe, puterii la roată PR și a celorlalte puteri necesare învingerii rezistențelor la înaintare (Pr – puterea consumată pentru învingerea rezistenței la rulare, Pp – puterea consumată pentru învingerea rezistenței la pantă, Pa – puterea consumată pentru învingerea rezistenței aerului, Pd – puterea consumată pentru învingerea rezistenței la demarare), reprezintă, pentru o treaptă oarecare din cutia de viteze, bilanțul de putere al automobilului.
Figura nr. 72. Bilanțul de putere
2.6.1.3. Factorul dinamic și caracteristica dinamică
Aprecierea calităților dinamice ale automobilului se poate face cu ajutorul factorului dinamic D, care este un parametru adimensional, definit ca raportul dintre forța de tracțiune excedentară (Fex=Fr-Ra) utilizată la învingerea rezistențelor la înaintare și greutatea totală a automobilului, Ga:
(131)
de unde rezultă:
(132)
unde: este rezistența specifică la rulare; este rezistența specifică la urcarea pantei; – rezistența specifică la demarare.
Expresia factorului dinamic mai poate fi scrisă și sub forma:
D = ψ + (133)
unde: ψ = f • cosα + sin α., este coeficientul rezistenței totale a drumului.
Dacă mișcarea automobilului este uniformă (=0 ) relația devine:
D = ψ (134)
La viteza maximă, pe cale de rulare orizontală (α =0) factorul dinamic D se calculează cu relația:
D = f (135)
Tabelul nr. 32. Caracteristica dinamică a autovehiculelor
Figura nr. 73. Caracteristica dinamică a autovehiculelor
2.6.2. Performanțele de demarare
Performanțele de demarare, sunt următoarele: accelerația automobilului și caracteristicile accelerațiilor; timpul și spațiul de demarare.
2.6.2.1. Accelerația automobilului și caracteristicile accelerațiilor
Caracteristica accelerațiilor reprezintă dependența grafică dintre accelerația automobilului și viteza sa de deplasare.
Accelerația automobilului la deplasarea pe calea de rulare cu rezistență specifică ψ rezultă din expresia factorului dinamic, dată de relația:
(136)
Ținând seama că factorul dinamic are valorile limitate de către mărimea aderenței, rezultă că și valorile maxime ale accelerației vor fi limitate de către aderență. În acest sens accelerația, la limita aderenței, se calculează cu relația:
aφ= (137)
Figura nr. 74. Caracteristica accelerațiilor
Tabelul nr. 33. Caracteristica accelerațiilor
Caracteristica accelerațiilor se construiește pornind de la caracteristica dinamică, calculând, pentru fiecare valoare a factorului dinamic, valoarea accelerației corespunzătoare, cu ajutorul relației:
ak= (Dk -ψ)• (138)
în care: ak reprezintă accelerația într-o treaptă oarecare k a cutiei de viteze; Dk este factorul dinamic în treapta k, iar δk reprezintă coeficientul maselor aflate în mișcare de rotație, în treapta k ( într-o primă etapă, pentru calculul coeficientului δ).
2.6.2.2. Timpul și spațiul de demarare
(s2 /m)
1/a4
1/a3
1/a2
1/a1
Δ1 Δ2 Δ3 Δ4 Δn Vmax
V(m/s)
V0 V1 V2 V3 V4 Vn-1 0,9Vmax =Vn
Figura nr. 75. Caracteristica inversului accelerațiilor
Timpul de demarare se definește ca fiind timpul necesar automobilului, pentru a atinge viteza maximă, pornind de pe loc. În acest caz motorul funcționează pe caracteristica exterioară iar schimbarea treptelor de viteze se face instantaneu.
Pentru calculul timpului de demarare se pornește de la definiția accelerației:
a = (139)
Din această relație se deduce expresia timpului de demarare td:
td = (140)
în care V0 și 0,9Vmax sunt vitezele de la începutul, respectiv sfârșitul demarajului. Integrarea se face până la 0,9 din Vmax deoarece la Vmax accelerația este zero, iar inversul său tinde către infinit.
Figura nr. 76. Caracteristica inversului accelerațiilor
Tabelul nr. 34. Inversul accelerației
Caracteristica de demarare reprezintă dependența grafică dintre spațiul de demarare și viteza automobilului. Prin spațiu de demarare se definește spațiul parcurs de automobil în timpul demarajului. Pentru calculul spațiului de demarare se folosește relația de definiție a vitezei:
V= (141)
de unde se deduce expresia de calcul a spațiului elementar:
dS =V • dt (142)
Spațiul de demarare total se va calcula cu relația:
Sd = (143)
Tabelul nr. 35. Timpul de demarare
Figura nr. 77. Timpul de demarare
Figura nr. 78. Spațiul de demarare
Tabelul nr. 36. Spațiul de demarare
2.6.3. Performanțele de frânare
Frânarea este procesul rpin care se reduce parțial sau total viteza autovehculului. Ea se realizează prin generarea în mecanismele de frânare ale roților a unui moment de frănare ce determină aparitia unei forte de frânare la roți indreptată după direcția vitezei autovehiculului dar de sens opus ei.
Aprecierea și compararea capacității de frânare a autovehiculului se face cu ajutorul decelerației maxime absolute (af) sau relative (df), a timpului de frânare (tf) și a spațiului minim de frânare (Sf), în funcție de viteza inițiala a autovehiculului.
2.6.3.1. Capacitatea de decelerație a automobilului
b#%l!^+a?
Tabelul nr. 37. Capacitatea de decelerație a automobilului
Cazul în care frânează rotile ambelor punți. Decelerația maximă, în cazul în care se frânează roțile ambelor punți, se obține atunci când toate roțile ajung simultan la limita de aderență. Decelerația maximă obtinută in aceste condiții poartă denumirea de decelerație maximă posibilă sau decelerația maximă ideală și se exprimă prin relația:
(144)
(145)
unde: g=9,81 m/s2 este accelerația gravitațională; φ – coeficientul de aderență; α – unghiul de înclinare longitudinală a drumului (pentru drum orizontal α=0)
Cazul în care frânează numai roțile punții din față. Decelerația maximă, în cazul în care se frânează numai roțile punții din față, se obține atunci când roțile frânate ajung la limita de aderență în timp ce roțile punții din spate rulează liber. Decelerația maximă obtinută in aceste condiții se exprimă prin relația:
(146)
(147)
unde: b, hg sunt coordonate ale centrului de greutate al autovehicului; L – ampatamentul automobilului.
Cazul în care frânează numai roțile punții din spate. Decelerația maximă, în cazul în care se frânează numai roțile punții din spate, se obține atunci când roțile frânate ajung la limita de aderență în timp ce roțile punții din față rulează liber. Decelerația maximă obtinută in aceste condiții se exprimă prin relația:
(148)
(149)
2.6.3.2. Caracteristica timpului și spațiului de frânare
Dintre parametrii capacitătii de frânare spațiul de frânare determină în modul cel mai direct calitățile de frânare în strânsă legătură cu siguranța circulației.
La frânarea ambelor punți spațiul minim de frânare, obținut când reacțiunile tangențiale ajung simultan la limita de aderență, spațiul de frânare poartă denumirea de spațiu minim posibil de frânare și se determină, în cazul frânării între vitezele V1>V2, cu relația:
(150)
(151)
Din relația spațiului minim de frânare până la oprirea autovehiculului rezultă că acesta este proporțional cu pătratul vitezei inițiale. In cazul în care viteza crește cu 22,5%, spațiul minim de frânare crește cu 50%. De asemenea, asupra spațiului minim de frânare o influență mare o are și coeficientul de aderență. Astfel, pentru un drum orizontal, scăderea coeficientului de aderența cu 30% determină sporirea spațiului minim de frânare cu 43%.
Tabelul nr. 38. Spațiul minim de frânare
Figura nr. 79. Spațiul minim de frânare
2.6.3.3. Determinarea timpului de frânare
Timpul de frnare prezintă importanță mai ales in analiza proceselor de lucru ale dispozitivelor de frânare și mai putin este utilizat pentru aprecierea capacității de frânare a autovehiculelor.
La frânarea ambelor punți, timpul de frânare poartă denumirea de timpul minim posibil de frânare și se determină, în cazul frânării intre vitezele V1>V2, cu relația:
(152)
(153)
Tabelul nr. 39. Timpul de frânare minim
Figura nr. 80. Timpul de frânare minim
2.7. Calculul și construcția ambreiajului
Ambreiajul este inclus în transmisia automobilului în scopul compensării principalelor dezavantaje ale motorului cu ardere internă care constau în: imposibilitatea pornirii motorului sub sarcină; existența unor zone de funcționare instabilă; mersul neuniform al arborelui cotit.
2.7.1. Studiul soluțiilor similare
Necesitatea includerii ambreiajului în transmisia automobilului este determinată de particularitățile funcționării acestuia, concretizate mai ales de cuplarea și decuplarea motorului. Decuplarea este necesară la oprirea și frânarea totală a automobilului sau la schimbarea treptelor de viteză iar cuplarea este necesară la pornirea automobilului de pe loc și cuplarea treptelor de viteză.
Cerințele principale impuse ambreiajelor automobilului sunt următoarele: la decuplare să izoleze rapid și total motorul de transmisie pentru a face posibilă schimbarea fără șocuri; la cuplare să îmbine lin motorul cu transmisia pentru a evita pornirea bruscă din loc a automobilului și socurile din mecanismul de transmisie; în stare cuplată să asigure o îmbinare perfectă între motor și transmisie fără patinare; elementele conduse ale ambreiajului să aibă momente de inerție cât mai reduse pentru micșorarea sarcinilor dinamice din transmisie; să aibă o funcționare sigură și de lungă durată; acționarea să fie simplă și ușoară; regimul termic să aibă valori reduse și să permită o bună transmitere a căldurii în mediul înconjurător; construcția să fie simplă și tehnologică; prețul de cost al ambreiajului să fie cât mai mic.
Ambreiajele utilizate la autovehicule se clasifică, după principiul de funcționare, în: ambreiaje mecanice (cu fricțiune); ambreiaje hidrodinamice (hidroambreiaje); ambreiaje electromagnetice; ambreiaje combinate.
Ambreiajele cele mai răspândite la automobile sunt ambreiajele mecanice, la care legătura dintre partea conducătoare și partea condusă este realizată de forțele de frecare care apar între suprafețele de frecare.
După forma geometrică a suprafețelor de frecare ambreiajele pot fi: conice, cu discuri și speciale.
Ambreiajele cu discuri sunt cele mai răspândite datorită construcției simple, greutății reduse și a unui moment de inerție al părții conduse mai mic decât la ambreiajele conice. După numărul de discuri conduse ambreiajele se împart în: ambreiaje cu un singur disc, ambreiaje cu două discuri (bidisc) și ambreiaje cu mai multe discuri (polidisc).
După condițiile de lucru al suprafețelor de frecare, ambreiajele cu discuri pot fi: ambreiaje cu suprafețe de frecare uscată și ambreiaje cu suprafețe de frecare în ulei. În funcție de modul de obținere al forței de apăsare dintre suprafețele de frecare ambreiajele se împart în: ambreiaje cu arc, ambreiaje semicentrifugale, ambreiaje centrifugale.
Ambreiajele cu arc realizează forța de apăsare dintre suprafețele de frecare cu mai multe arcuri dispuse periferic sau cu ajutorul unui arc central care poate fi simplu sau diafragmă.
b#%l!^+a?
Figura nr. 81. Ambreiaj monodic cu arcuri periferice
Ambreiajul monodisc cu arc central tip diafragmă în prezent este foarte utilizat la autoturisme. La acest tip de ambreiaj rolul arcurilor de presiune este îndeplinit de un arc central sub formă de diafragmă, format dintr-un disc de oțel subțire prevăzut cu tăieturi radiale; arcul diafragmă are formă tronconică și îndeplinește atât rolul arcurilor periferice, cât și cel al pârghilor de debreiere. Când ambreiajul este cuplat, arcul tip diafragmă se reazemă în carcasa prin prin intermediul inelului și datorită formei sale concave, apasă asupra discului de presiune, iar acesta la rândul sau asupra discului condus și volantului.
Figura nr. 82. Ambreiaj monodic cu arc diafragmă tras
Figura nr. 83. Ambreiaj monodic cu arc diafragmă împins
2.7.2. Soluția adoptată
În urma studiului soluțiilor considerate ca fiind similare cu autoturismul primit prin temă spre proiectare și ținând cont de realizările recente în domeniu, ale unor firme reprezentative în industria autoturismelor coupe, optez pentru folosirea ambreiajului mecanic, monodisc, uscat, cu arc central tip diafragmă. Avantajele folosirii arcului central tip diafragmă reies din caracteristica prezentată în figura 84.
Figura nr. 84. Soluția adoptată
Dreapta 1 reprezintă caracteristica unui arc elicoidal iar curba 2 caracteristica arcului tip diafragmă. Punctul a corespunde poziției cuplate a ambreiajului iar punctele b și b´ corespund poziție decuplate. Din analiza celor două caracteristici rezultă următoarele: acționarea ambreiajului cu arc tip diafragmă este mai ușoară deoarece forța necesară pentru menținerea ambreiajului în poziția decuplat este mai redusă la acest tip de arc (F2<F1); forța F cu care arcul tip diafragmă acționează asupra discului de presiune se menține aproximativ constanță și la uzura Du a garniturilor de frecare; ambreiajul nu are tendința de patinare la uzura garniturilor deoarece momentul de frecare se menține aproximativ constant pe toată durata de funcționare a ambreiajului; prezintă o progresivitate ridicată la cuplare datorită elasticității mari a arcului diafragmă.
Discul condus este de tipul cu element elastic suplimentar și amortizor pentru vibrațiile de torsiune.
Prin introducerea elementului elastic suplimentar se reduc sarcinile care aapar la cuplarea bruscă a ambreiajului și se modifică caracteristica elastică a transmisiei înlăturându-se prin aceasta posibilitatea apariției rezonanței de înaltă frecvență iar amortizorul pentru oscilațiile de torsiune se introduc pentru a proteja transmisia autoturismului împotriva rezonanței de joasă frecvență.
2.7.3. Determinarea parametrilor principali ai ambreiajelor
În cele ce urmează, am în vedere parametrii principali ai ambreiajelor.
2.7.3.1. Determinarea momentului de frecare și stabilirea numărului de suprafețe
de frecare
Suprafețele de frecare ale ambreiajului reprezintă căile de legătură dintre părțile conducătoare ale ambreiajului. Din egalitatea:
Manec = Macap (154)
unde: Manec = b×Mamax
Macap = Ff×Rmed×I = Fn×m×Rmed×I (155)
(156)
Rezultă:
(157)
cu:
(158)
Adoptând c = 0,6 și m = 0,3 obținem următoarele dimensiuni pentru suprafețele de frecare:
(159)
(160)
(161)
Alegem pentru garniturile de fricțiune, din STAS 7793-83, pe cele care au următoarele dimensiuni: diametrul exterior De = 280 mm; diametrul interior Di = 165 mm; grosimea garniturii g=3,5 mm.
2.7.3.2. Determinarea coeficientului de siguranță, dimensiunii garniturilor și
forței de apăsare
Funcționarea normală și transmiterea integrală a momentului maxim al motorului Mm este posibilă dacă momentul de frecare al ambreiajului Ma este:
Ma = Mm =1.35437.48 =568.72 Nm (162)
La stabilirea coeficientului de siguranță b, la începutul proiectării ambreiajului, bibliografia de specialitate recomandă pentru autoturisme valorile b =1,2¸ 1,75.
Coeficientul de siguranță se alege ținând seama de uzura suprafețelor de frecare, de condiția de protejare a transmisiei împotriva solicitărilor date de momentele de inerție.
La mărirea coeficientului de siguranță lucrul mecanic de patinare scade, durata de funcționare a ambreiajului crește și odată cu micșorarea lucrului mecanic de patinare se micșorează și timpul de patinare ceea ce duce la îmbunătățirea demarajului.
Trebuie avut în vedere însă că odată cu creșterea coeficientului de siguranță cresc și forțele la pedală și creșterea peste o anumită limită nu este recomandabilă deoarece nu se mai asigură protejarea transmisiei împotriva vibrațiilor dinamice.
Lucrul mecanic de patinare se transformă în căldură ridicând temperatura pieselor ambreiajului. Din această cauză garniturile de fricțiune funcționează în condiții grele. Deoarece timpul de patinare este mic și schimbul de căldură cu exteriorul este mic rezultă că piesele metalice respectiv volantul și discul de presiune trebuie să aibă o masă suficient de mare pentru a putea absorbi căldura rezultată fără a provoca o încălzire excesivă a acestora care poate merge până la carbonizarea garniturilor de fricțiune. Având în vedere că lucrul mecanic de patinare cel mai mare se produce la plecarea de pe loc a automobilului aprecierea ambreiajului din punct de vedere al încălzirii se face la acest regim.
(163)
unde: n este turația motorului la pornirea de pe loc; rr este raza roții; itr =icvs×i0 este raportul total de transmitere; Ga este greutatea autoturismului; y este coeficientul rezistenței totale a drumului; k – coeficient de proporționalitate.
Coeficientul de proporționalitate k arată gradul de creștere al momentului de frecare în timpul cuplării ambreiajului și are valorile: k=30-50 Nm/s pentru autoturisme și k=50-150 Nm/s pentru autocamioane și autobuze.
Creșterea temperaturii pieselor ambreiajului în timpul patinării se determină cu relația:
OC (164)
unde: L este lucrul mecanic de patinare; a este un coeficient care arată care este partea din lucrul mecanic ce se transformă în căldură care este preluată de piesele considerate; mp este masa pieselor ce se încălzesc; c = 500 J/kgOC este căldura specifică a pieselor din fontă și oțel.
Coeficientul a se adoptă astfel: a = 0,5 pentru discul de presiune al ambreiajului monodisc și volantul ambreiajului bidisc și pentru discul intermediar al ambreiajului bidisc și a = 0,25 pentru discul de presiune și volantul amreiajului bidisc. Se consideră că un ambreiaj este bine dimensionat când la o pornire de pe loc în treapta I a creșterea de temperatură este t = 815 OC.
2.7.3.3. Calculul presiunii specifice și verificările garniturilor
Raportul dintre forța de apăsare a arcurilor F și suprafața de frecare a ambreiajului A, reprezintă presiunea specifică a acestuia:
(165)
unde: i este numărul suprafețelor de frecare; m este coeficientul de frecare; D este diametrul exterior al garniturilor de fricțiune; d este diametrul interior al garniturilor de fricțiune.
În relația de mai sus:
(166)
și:
(167)
Din considerente de uzură a suprafețelor de frecare presiunea specifică a ambreiajului se admite în următoarele limite: pentru garnituri cu azbest p0 = 0,17 … 0,35 Mpa; pentru garnituri metaloceramice p0 = 1,5 … 2,0 Mpa.
În cazul discurilor de fricțiune cu diametre mari, peste 300 mm, viteza de patinare în zona periferică a acestora atinge valori foarte mari, fapt pentru care se recomandă să se folosească limitele inferioare iar la valori mai mari ale coeficientului de siguranță se admit presiuni specifice mai mari.
2.7.3.4. Calculul arcurilor de presiune periferice b#%l!^+a?
Se face punând condiția ca momentul Mc care comprimă arcurile până la opritori să fie egal cu momentul determinat de forța de aderență a roților motoare ale automobilului corespunzător unui coeficient de aderență j = 0,8, adică:
(168)
Dacă Rmed este raza medie de dispunere a arcurilor atunci relatia de calcul este:
(169)
unde z = 6 este numărul de arcuri.
Punând condiția ca dezbaterea unghiulară pe care trebuie să o admită elementul elastic este de ± 8OC obținem pentru săgeata arcului valoarea maximă:
f = Rmed×sin8O (170)
f = 0,109×sin8O = 0,00403 m =4.03 mm (171)
Adoptând un coeficient al arcului c = D/d = 4,5, din relația săgeții:
(172)
unde n = 4 este numărul de spire active, rezultă diametrul sârmei arcului
(173)
Rezultă:
D = c × d (174)
D = 3 × 2= 6 mm (175)
2.7.3.5. Calculul discului de presiune al ambreiajului
Predimensionarea discului de presiune se face din condiția de încălzire prin asimilarea lui la un cilindru inelar cu dimensiunile din figura 85.
Figura nr. 85. Calculul discului de presiune
rid @ Ri – (2 … 3) = 79.5-3=79.5 mm (176)
red@Re+(3…5)=140+3=143m (177)
Lucrul mecanic de patinare al ambreiajului la pornirea de pe loc a automobilului se determină cu relația:
(178)
(179)
unde: n = 800 rot/min este turația motorului la pornirea de pe loc; rr = 0,321 m este raza roții; ; Ga = 43800 N, greutatea autovehicului, g = 9,81m/s2, y = (0,018×cos18O + sin18O) = 0,321 este coeficientul rezistenței totale a drumului; k = 50…150 Nm/s este coeficientul de proporționalitate ce arată gradul de creștere al momentului de frecare în timpul cuplării ambreiajului.
Considerând că în momentul cuplării ambreiajului vom avea o creștere de temperatură Dt, iar masa discului de presiune este:
(180)
Vom avea nevoie de o grosime minimă a discului:
(181)
(182)
unde: L = 73291 J este lucrul mecanic de patinare; g = 0,5 este partea din căldură preluată de discul de presiune; Dt = 15O este creșterea de temperatură din timpul cuplării; r = 7800 kg/m3 este densitatea fontei; c = 500 J/kg×OC este căldura specifică a fontei.
Elementele de legătură dintre discul de presiune și carcasă îl constituie cinci pachete de bride de antrenare care au și rolul de element elastic de readucere a discului de presiune. Aceste bride au grosimea de 4 mm și sunt prinse cu ajutorul unor nituri din OLC 45 care sunt solicitate la: d=9 mm – diametrul nitului; g=4 mm – grosimea bridei; z=5 – numărul bridelor; R=98,42 mm – raza medie de dispunere a bridelor
Forfecare:
(183)
Strivire:
(184)
Figura nr. 86. Fixarea prin bride
2.7.3.6. Construcția discului propriu-zis
Cuplarea ambreiajului trebuie să se facă progresiv pentru a nu se prelua solicitări prea mari în transmisia automobilului la valori care să nu aibă influență negativă asupra pragurilor sau a încărcăturii. Creșterea momentului de frecare al ambreiajului depinde de proprietățile elastice ale ambreiajului și de ritmul cuplării. Proprietățile elastice ale discului condus și ale mecanismului de acționare au importanță deosebită asupra cuplării line a ambreiajului. Proprietățile elastice în direcția axială ale discului condus depind de construcția lui. Cu cât este mai mare elasticitatea axială a discului condus, cu atât creșterea forței de apăsare dintre suprafețele de frecare, respectiv a momentului de frecare va fi mai progresivă, iar cuplarea ambreiajului va fi mai lină. Soluția aleasă este aceea cu disc prevăzut cu tăieturi radiale, prin aceasta discul fiind împărțit în mai multe sectoare, iar acestea sunt îndoite alternând la stânga și la dreapta rezultând un disc ondulat.
Pe ambele fețe ale discului se montează prin nituire câte o garnitură de frecare, care este nituită numai în sectoarele îndoite în partea ei astfel încât în stare liberă, între garnituri și disc există un joc j = 1 – 2 mm și la cuplarea ambreiajului ondulațiile se îndreaptă treptat asigurând o ambreiere progresivă.
Garniturile de frecare sunt prevăzute cu șănțulețe prin care, la rotirea ambreiajului, circulă aer care contribuie la răcirea suprafețelor de frecare. De asemenea șănțulețele servesc și la îndepărtarea particulelor ce rezultă din uzarea garniturilor de frecare și care conduc la micșorarea coeficientului de frecare. Fixarea garniturilor de frecare pe disc se face cu ajutorul a 8 nituri sub formă tubulară cu diametrul de 5 mm.
Figura nr. 87. Construcția discului condus
2.7.3.7. Calculul arborelui ambreiajului
Prin introducerea în transmisia automobilului a unui element elastic suplimentar se reduc sarcinile dinamice care apar la cuplarea bruscă a ambreiajului și se modifică caracteristica elastică a transmisiei înlăturându-se astfel posibilitatea apariției rezonanței de înaltă frecvență. În figura 88 se prezintă caracteristica elastică a transmisiei prevăzută cu element elastic suplimentar.
Figura nr. 88. Caracteristica elastică a transmisiei
Pentru unghiuri de răsucire ale organelor transmisiei cuprinse între -j1 și j1 rigiditatea transmisiei este determinată de rigiditatea arcurilor elementului elastic. După ce momentul de torsiune care se transmite depășește valoarea M1, arcurile elementului elastic suplimentar sunt comprimate până la limita maximă admisă, iar pentru valori mai mari decât M, rigiditatea trasmisiei este dată de rigiditatea organelor ei. Pentru a obține o caracteristică elasitică neliniară a transmisiei și pentru unghiuri cuprinse între -j1 și j1 se utilizează discuri conduse la care arcurile elementului elastic suplimentar nu intră toate în acțiune în același timp. Acest lucru se realizează practic prin prevederea în flanșa butucului și în discuri a unor ferestre de lungimi diferite și prin folosirea de arcuri cu caracteristici diferite.
Predimensionarea arborelui ambreiaj se face pentru solicitarea principală care este de răsucire, care se majorează cu 20% pentru a ține seama și de eforturile de încovoiere.
(185)
Alegem asamblarea prin caneluri cu profil derptunghiular de uz general seria ușoară.
Conform STAS 1768-68 această asamblare are următoarele dimensiuni nominale: d = Di = 28mm; D = De = 32mm; z = 6 caneluri; b=7 mm;
Calculul îmbinării dintre arbore și butuc se face pentru strivire pe flancurile canelurilor și forfecare la baza canelurilor.
Forța care acționează este:
(186)
Calculul îmbinării dintre arbore și butuc se face pentru strivire pe flancurile canelurilor și forfecare la baza canelurilor:
Strivire:
(187) b#%l!^+a?
Forfecare;
(188)
2.7.4. Calculul și construcția mecanismului de acționare mecanică a ambreiajului
Calculul forței necesare arcurilor. Menținerea stării cuplate a ambreiajului la limita momentului capabil determinat este posibilă când pe suprafața de frecare se dezvoltă forțe de frecare:
(189)
Calculul arcului diafragmă. Elementele geometrice ale unui arc diafragmă sunt prezentate în figura 89.
Figura nr. 89. Elementele geometrice ale unui arc diafragmă
Forțele care solicită arcul diafragmă în cele două situații de rezemare care apar în timpul funcționării ambreiajului (poziție ambreiat și poziția debreiat) sunt prezentate în figura90 (poziția ambreiat figura 90 a și poziția debreiat figura 90 b).
Figura nr. 90. Forțele care solicită arcul diafragmă
Se consideră că arcul diafragmă prezintă două elemente funcționale reunite într-o singură piesă: partea tronconică plină care este de fapt un arc disc cu rolul de arc de presiune și lamelele care sunt de fapt pârghii încastrate în pânza arcului disc cu rolul de pârghii de debraiere.
Deformarea arcului disc prin intermediul lamelelor se explică pe modelul constructiv din figura 91, unde cele două elemente componente ale arcului diafragmă, arcul disc și pârghiile sunt prezentate separat. Configurația pârghiilor a fost astfel aleasă încât rezemarea arcului disc se face pe circumferințele cu diametrele d1 și d2 ca în cazul clasic de solicitare a arcului disc iar articulațiile pe care oscilează pârghiile se găsesc pe circumferință cu diametrul d2 respectiv d3.
Modelul constructiv îndeplinește în ambreiaj același rol funcțional ca și arcul diafragmă. Acest model poate fi folosit pentru calculul arcului diafragmă utilizând principiul suprapunerii efectelor produse în cele două elemente componente ale sale: arcul disc și pârghiile de debreiere.
Notațiile folosite sunt următoarele: d1, d2, d3, S, H, h – dimensiunile arcului diafragmă; 1, 2, 3, 4, poziția reazemelor; z – numărul de brațe; a – unghiul sectorului care revine unui braț (a = 360 O/z); F – forța de ambreiere; Q – forța de debreiere; F1, Q1 – forțele de ambreiere și debreiere ce revin unui sector al modelului (F1=F/z; Q1=Q/z).
Pentru simplificare am considerat pârghiile rigide și sistemul deformat în poziția în care arcul disc este aplatizat. Forțele F și Q determină în arcul disc momentul radial M1 și forța tăietoare T1 și în pârghii momentul de încovoiere M2 și forța tăietoare T2.
Figura nr. 91. Model constructiv
În figura 92 s-au trasat diagramele de momente și de forțe tăietoare din arcul disc și din pârghiile modelului constructiv precum și diagrama de momente și forțe tăietoare din arcul diafragmă obținută prin suprapunerea efectelor din elementele componente.
Se obțin următoarele solicitări maxime:
(190)
În conformitate cu teoria lui Almen și Lazlo solicitările produse de forța F (respectiv M1, T1) determină în secțiunile arcului disc eforturi unitare tangențiale st, eforturi unitare radiale sr și eforturi de forfecare t.
Deoarece eforturile unitare sr și t sunt neglijabile în comparație cu eforturile tangențiale st (maxime pe d2) calculul de rezistență al arcului se face pentru eforturile st max folosind relația stabilită de Almen și Lazlo:
(191)
unde: E – modulul de elasticitate al materialului; m – coeficientul lui Poisson; k1, k2, k3 – coeficienți de formă; f – deformația arcului în dreptul diametrului d2; S – grosimea discului.
(192)
Figura nr. 91. Diagrame de momente și de forțe tăietoare din arcul disc
Experimental s-a constatat că, în timpul deformării, generatoarelor arcului disc rămân practic rectilinii iar lamelele de debreiere se încovoaie între circumferințele d2 și d3 comportându-se ca niște pârghii încastrate în arcul disc de aceea vom calcula deformațiile din timpul debraierii în două etape: în prima etapă se calculează deformația care provine din deformația arcului disc în ipoteza că brațele sunt rigide iar în a doua etapă se însumează deformația suplimentară de încovoiere a brațelor.
Figura nr. 92. Diagrame de momente și de forțe tăietoare din arcul disc
Deformația arcului disc încărcat cu sarcină uniform distribuită pe circumferințele de diametre d1 și d2 se face cu relația:
(193)
care reprezintă caracteristica de elasticitate a arcului disc în timpul cuplării. Pentru calculul deformațiilor în timpul debreierii se folosește modelul din figura 93.
Figura nr. 93. Calculul deformațiilor în timpul debreierii
q = q1 + q2 (194)
(195)
(196)
unde: este momentul de inerție al secțiunii lamelei; b = baza mare a lamelei; y = coeficient de formă al lamelei.
Din condiția de echilibru a forțelor
(197)
b#%l!^+a?
Figura nr. 94. Q=f(q1)
Pentru trasarea diagramelor se procedează astfel: se verifică efortul tangențial maxim când discul este aplatizat (f = h) și se compară cu sad = 200 kgf/cm2; se calculează mărimile din pentru diferite valori ale săgeții cuprinse între f = 0 și f = 1.7 h =1.7×6 =10.3; se trasează graficele F(f); Q(q1) și Q(q); se stabilesc pozițiile A și B de funcționare pe diagrama forței la platou F(f); Se stabilesc pozițiile a și b pe diagrama forței la rulmentul de presiune.
Figura nr. 95. Forța de ambreiere în funcție de f
Adaptând constructiv dimensiuni de gabarit ale diafragmei și punând condiția ca în stare plană diagragmă să asigure forța minimă necesară ambreiajului obținem pentru ambreiaj următoarea caracteristică:
Caracteristica ambreiajului cu arc diafragmă: diametrul exterior al diafragmei: d1 = 210 mm; diametrul de sprijin: d2 = 140 mm; diametrul mansonului de presiune: d3 = 50 mm; numărul de tăieturi ale diafragmei: z = 18; lățimea tăieturii dintre lamele: c = 3,0 mm; săgeata la plat este: fp =10.3 mm; grosimea arcului diafragmă: s = 3,2 mm; coeficienții de forma: k1 = 0,525; k2 = 1,090; k3 = 0.096; forța de ambreiere: F=1760,95 N; forța de debreiere: sQ=1369,63 N.
Pe diagrama forței la discul de presiune F = F(f) se stabilește punctul A când ambreiajul este cuplat și discul condus are grosime maximă și punctul B care corespunde poziției decuplat pentru o cursă de retragere adoptată DAB = 2 mm când se consideră că decuplarea este completă. Se stabilesc punctele a și b pe diagrama forței de ambreiere Q = f(q). Punctul a corespunde pozițieinA din curba forței la discul de presiune iar punctul b reprezintă poziția corespunzătoare punctului B de pe aceeași curbă. Se trasează dreapta m a care reprezintă cursa datorată elasticității lamelelor. Se determină cursa la rulmentul de presiune Dmb în funcție de cursa de retragere adoptată DAB. Se repetă și pentru poziția cea mai defavorabilă din punct de vedere al forței și rezultă forța maximă necesară la rulmentul de presiune.
2.7.5. Condiții generale impuse ambreiajului
În afară de condițiile impuse ambreiajului la decuplare și cuplare, acesta trebuie să mai îndeplinească următoarele: să aibă durata de serviciu și rezistență la uzură cât mai mare; să aibă o greutate proprie cât mai redusă; să ofere siguranță în funcționare; să aibă o construcție simplă și ieftină; parametrii de bază să varieze cât mai puțin în timpul exploatării; să aibă dimensiuni reduse, dar să fie capabil să transmită un moment cât mai mare; să fie echilibrat dinamic; să fie ușor de întreținut. Durata de funcționare a ambreiajului depinde de numărul cuplărilor și decuplărilor, deoarece garniturile de frecare se uzează mai ales la patinarea ambreiajului. La fiecare cuplare lucrul mecanic de frecare la patinare se transformă în căldură datorită căreia temperatura de lucru a garniturilor de frecare crește. Experimental s-a constatat că la creșterea temperaturii de la 208C la 1008C, uzura garniturilor de frecare se mărește aproximativ de două ori.
CAPITOLUL AL III-LEA
CALCULUL AMBREIAJULUI MECANIC MULTIDISC
3.1. Justificarea alegerii modelelor similare
BIBLIOGRAFIE
Aibăntăncei D., Soare I. et al. – Fabricarea și repararea autovehiculelor, Universitatea din Brașov, 1987
Andy R., Huang W., Chihsiuh C. – „A Low-Cost Driving Simulator for Full Vehicle Dynamics Simulation”, IEEE Transactions on Vehicular Technology, vol. 52, no. 1, 2003, pp. 162-172
Arioui H., Hima S., Nehaoua L. – „2 DOF Low Cost Platform for Driving Simulator: Modeling and Control”, 2009 IEEE/ASME International Conference on Advanced Intelligent Mechatronics, Singapore, 2009
Baciu Em. – Tehnologia repărării automobilelor, Institutul de Învățământ Superior, Pitesti, 1980
Banescu A., Banescu D. – Întreținerea și repararea utilajelor și instalațiilor din industria chimică, Editura Tehnică, București, 1975
Bang K.-H. – „Development of Dynamics Modeling in the Vehicle Simulator for Road Safety Analysis”, SICE Annual Conference, Kagawa University, Japan, September 17-20, 2007, pp. 649-653
Barabaș T., Veseleny T. – Robotica, Conducerea și programarea roboților industriali, Editura Universității din Oradea, 2004
Batanga Nicolae, Cazila Aurica, Cordos Nicolae – Rodarea, uzarea, testarea și reglarea motoarelor termice, Edtura Tehnică, București, 1995
Berinde V. – Recuperarea, recondiționarea și refolosirea pieselor, Editura Tehnică, București, 1986
Borza Anca – „Aspecte privind aprecerea stării tehnice a utilajelor și a duratei lor de realizare”, Studia Universitatis Babes-Bolyai, Oeconomica, Cluj-Napoca, 1991
Borza Anca – Managementul întreținerii și reparării utilajelor, Editura Economică, București, 1995
Bun I. – Transmisia autovehiculelor pe șenile (calcul și construcție), Editura Academiei Militare, București, 1983
Buzdugan Gh. – Măsurarea vibrațiilor mecanice, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1964
Capustiac A., Hesse B., Brandt T., Schramm D., Brisan C. – „Design of a Flexible Low-Cost Driving Simulator”, The 1st Joint International Conference on Multibody System Dynamics, Lappeenranta, Finland, May 25-27, 2010
Casolo F., Cinquemani S., Cocetta M. – „Functional Mechanical Design of a Low Cost Driving Simulator”, Proceeding of the 5th International Symposium on Mechatronics and its Applications (ISMA08), Amman, Jordan, May 27-29, 2008
Ciobotaru T. – Încercarea blindatelor, automobilelor și tractoarelor, Editura Academiei Tehnice Militare, București, 1996
Dagdelen M., Reymond G., Kemeny A., Bordier M., Maizi N. – MPC Based Motion Cueing Algorithm: Development and Application to the Ultimate Driving Simulator, 2004
Dima M. – Organe de mașini, vol. I -III, Editura Academiei Tehnice Militare, București, 1979
Dragomir George – Calculul și construcția autovehiculului, note de curs, Universitatea Oradea, 2007
Fischer M. – Motion Platform Technology and Motion Cueing Algorithms, MSC, Braunschweig, 2007
Fodor D. – Dinamica automobilului, Editura Universității din Oradea, 2007
Frățilă Gh. – Automobile – Cunoaștere, întreținere și reparații, Editura Didactică si Pedagogică, București, 1992 b#%l!^+a?
Frățilă Gh. – Automobile – Șofer mecanic auto, Editura Didactică si Pedagogică, București, 1994
Frățilă Gh. – Calculul și construcția automobilelor, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1977
Ganea N. – Alegerea, exploatarea, întreținerea și repararea pompelor, Editura Tehnică, București, 1981
Ghica I., Groza Al. – Întreținerea și repararea automobilelor, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1972
Gibilisco Stan – Concise Encyclopedia of Robotics, 2003
Gorianu M. – Transmisii continue hidromecanice, Editura Academiei Tehnice Militare, București, 1982
Guvenic B. A., Kural E. – „A Low-Cost, Multiple-Driver-in-the-Loop Simulator”, IEEE Control Systems Magazine, 2006, pp. 42-55
Holland John – Designing Autonomous Mobile Robots, 2004
Huang Pan – ISO9141-2 and J1939 Protocols on OBDII, University of Changhua, 2009
Huzum Neculai, Rantz Gabriel – Procese tehnologice, întreținerea și repararea mașinilor și utilajelor, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1997
Huzum Neculai, Rantz Gabriel, Banciu Emilian, Crivac Gheorghe, Dinicia Constantin, Dragomir Ion – Recondiționarea pieselor, Editura Tehnică, București, 1986
Iovine John – PIC Robotics, 2004
Kaptein N. A., Theeuwes J., Van Der Horst R. – „Driving Simulator Validity: Some Considerations”, Journal of the Transportation Research Board, vol. 1550, 1996, pp. 30-36
Kim J.-H., Lee W.-S., Park K. – „A Design and Characteristic Analysis of the Motion Base for Vehicle Driving Simulator”, IEEE International Workshop on Robot and Human Communication, 1997, pp. 290-294
Kovacs Fr., Rădulescu C. – Roboți industriali, Universitatea Tehnică din Timișoara, 1992
Kovacs Fr., Varga St., Pau V. C. – Introducere în robotică, Editura Printech, București, 2000
Loureiro B. – Motion Cueing in the Chalmers Driving Simulator: A Model Predictive Control Approach, M. Sc. thesis, Chalmers University of Technology, Göteborg, Sweden, 2009
Manea C., Stratulat M. – Fiabilitatea și diagnosticarea automobilelor, Editura Militară, București, 1982
Mastakar Gaurav – Experimental Security Analysis of a Modern Automobile, University of Washington, 2012
Mccomb Gordon – The Robot Builder’s Bonaza, McGraw-Hill, New York, 2006
Moise A. – Rețele neuronale pentru conducerea roboților, Editura Matrix ROM, București, 2012
Negreanu I., Vuscan I., Haiduc N., – Robotica. Modelarea cinematică și dinamică, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1997
Nehaoua L., Amouri A., Arioui H. – „Classic and Adaptive Washout Comparison for a Low Cost Driving Simulator”, Proceedings of the 13th Mediterranean Conference on Control and Automation, Limassol, Cyprus, June 27-29, 2005, pp. 586-591
Ogrutan Petre – Interfețe, protocoale și semnalizări, 2013-2014
Păcurariu E. et al. – Organe de mașini și mecanisme, Editura Tehnică, București, 1989
Pădure Gelu, – Autovehicule rutiere. Construcție și calcul, vol. I, Editura Politehnică, Timișoara, 2006
Pereș Gh. – Solicitări dinamice în transmisiile mecanice ale autovehiculelor, SIAR 900503, 1989
Petrescu Ligia – Elemente de grafică computerizată – AutoCAD, Editura Universității Politehnice, București, 1998
Petrescu Ligia – Grafică inginerească, Editura Universității Politehnice, București, 1997
Popa B., Bataga N., Cazila Aurica – Motoare pentru autovehicule. Funcționare, caracteristici, rodaj, uzură, testare și reglare, Editura Dacia, Cluj-Napoca, 1982
Rădulescu G. A., Petre I. – Combustibili, uleiuri și exploatarea autovehiculelor, Editura Tehnică, București, 1987
Rădulescu R., Brătucu Gh. et al. – Fabricarea pieselor auto și măsurări mecanice, Editura Didactică și Pedagogică, Bucuresti, 1983
Romanca Mihai – Microprocesoare, 2012-2013
Romanca Mihai – Sisteme cu calculator integrat, 2012-2013
Roșca C. – Strategia reparațiilor în sistemele industriale, Editura Scrisul Românesc, Craiova, 1981
Rus A., Bratu I. – Teoria mecanismelor și mașinilor, Editura Universității din Oradea, 2005
Rus I. – Automobile. Construcție. Uzare. Evaluare, Editura Todesco, Cluj-Napoca, 2000
Rus I. – Autovehicule rutiere, Editura Sinctron, Cluj-Napoca, 2002
Sandor L. et al. – Transmisii hidrodinamice, Editura Dacia, Cluj-Napoca, 1990
Shuzhi Sam Ge, Lewis Frank L. – Autonomous Mobile Robots, 2006
Siegwart Roland, Nourbakhsh Illah R. – Introduction to Autonomous Mobile Robots, 2004
Slob J. J. – „State-of-the-Art Driving Simulators, a Literature Survey”, DCT Report, Eindhoven University of Technology, 2008
Soare I. et al. – Tehnologia reparării automobilelor, Universitatea din Brașov, 1974
Sporea D. G., Sporea A. – Noi abordări privind instruirea soferilor utilizând simulatoarele auto, 2011
Stoicescu A. – Dinamica autovehiculelor, vol. I, Editura Universității Politehnice, București, 1973
Stoicescu A. – Proiectarea performanțelor de tracțiune și consum ale automobilelor, Editura Tehnică, București, 2007
Suteu V. – Tehnologia întreținerii și reparării mașinilor și utilajelor, Editura Tehnică, București, 1984
Telban R. J., Cardullo F. M. – Motion Cueing Algorithm Development: Human- Centered Linear and Nonlinear Approaches, Langley Research Center, Hampton, Virginia, 2005
Tudor A., Marin I. – Ambreiaje și cuplaje de siguranță cu fricțiune. Îndrumar de proiectare, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1981
Tudoran I. – Tratarea matematică a datelor experimentale, Editura Academiei Române, București, 1976
Țarcă I. – Organe de mașini, Editura Universității din Oradea, 2005
Țarcă R. – Introducere în robotică, Editura Universității din Oradea, 2003
Untaru M. – Automobile, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1968
Untaru M. – Dinamica autovehiculelor pe roți, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1981
Untaru M. et al. – Calculul și construcția automobilelor, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1982
Urdăreanu T. et al. – Propulsia și circulația autovehiculelor cu roți, Editura Știinifică și Enciclopedică, București, 1987
*** – STAS, Organe de mașini, vol. I, Editura Tehnică, București, 1983
*** – STAS 2872/1-86, Prelucrarea rezultatelor măsurătorilor
*** – STAS 7122/8-88, Interpretarea statistică a datelor. Teste asupra mediilor și dispersiilor.
BIBLIOGRAFIE
Aibăntăncei D., Soare I. et al. – Fabricarea și repararea autovehiculelor, Universitatea din Brașov, 1987
Andy R., Huang W., Chihsiuh C. – „A Low-Cost Driving Simulator for Full Vehicle Dynamics Simulation”, IEEE Transactions on Vehicular Technology, vol. 52, no. 1, 2003, pp. 162-172
Arioui H., Hima S., Nehaoua L. – „2 DOF Low Cost Platform for Driving Simulator: Modeling and Control”, 2009 IEEE/ASME International Conference on Advanced Intelligent Mechatronics, Singapore, 2009
Baciu Em. – Tehnologia repărării automobilelor, Institutul de Învățământ Superior, Pitesti, 1980
Banescu A., Banescu D. – Întreținerea și repararea utilajelor și instalațiilor din industria chimică, Editura Tehnică, București, 1975
Bang K.-H. – „Development of Dynamics Modeling in the Vehicle Simulator for Road Safety Analysis”, SICE Annual Conference, Kagawa University, Japan, September 17-20, 2007, pp. 649-653
Barabaș T., Veseleny T. – Robotica, Conducerea și programarea roboților industriali, Editura Universității din Oradea, 2004
Batanga Nicolae, Cazila Aurica, Cordos Nicolae – Rodarea, uzarea, testarea și reglarea motoarelor termice, Edtura Tehnică, București, 1995
Berinde V. – Recuperarea, recondiționarea și refolosirea pieselor, Editura Tehnică, București, 1986
Borza Anca – „Aspecte privind aprecerea stării tehnice a utilajelor și a duratei lor de realizare”, Studia Universitatis Babes-Bolyai, Oeconomica, Cluj-Napoca, 1991
Borza Anca – Managementul întreținerii și reparării utilajelor, Editura Economică, București, 1995
Bun I. – Transmisia autovehiculelor pe șenile (calcul și construcție), Editura Academiei Militare, București, 1983
Buzdugan Gh. – Măsurarea vibrațiilor mecanice, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1964
Capustiac A., Hesse B., Brandt T., Schramm D., Brisan C. – „Design of a Flexible Low-Cost Driving Simulator”, The 1st Joint International Conference on Multibody System Dynamics, Lappeenranta, Finland, May 25-27, 2010
Casolo F., Cinquemani S., Cocetta M. – „Functional Mechanical Design of a Low Cost Driving Simulator”, Proceeding of the 5th International Symposium on Mechatronics and its Applications (ISMA08), Amman, Jordan, May 27-29, 2008
Ciobotaru T. – Încercarea blindatelor, automobilelor și tractoarelor, Editura Academiei Tehnice Militare, București, 1996
Dagdelen M., Reymond G., Kemeny A., Bordier M., Maizi N. – MPC Based Motion Cueing Algorithm: Development and Application to the Ultimate Driving Simulator, 2004
Dima M. – Organe de mașini, vol. I -III, Editura Academiei Tehnice Militare, București, 1979
Dragomir George – Calculul și construcția autovehiculului, note de curs, Universitatea Oradea, 2007
Fischer M. – Motion Platform Technology and Motion Cueing Algorithms, MSC, Braunschweig, 2007
Fodor D. – Dinamica automobilului, Editura Universității din Oradea, 2007
Frățilă Gh. – Automobile – Cunoaștere, întreținere și reparații, Editura Didactică si Pedagogică, București, 1992 b#%l!^+a?
Frățilă Gh. – Automobile – Șofer mecanic auto, Editura Didactică si Pedagogică, București, 1994
Frățilă Gh. – Calculul și construcția automobilelor, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1977
Ganea N. – Alegerea, exploatarea, întreținerea și repararea pompelor, Editura Tehnică, București, 1981
Ghica I., Groza Al. – Întreținerea și repararea automobilelor, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1972
Gibilisco Stan – Concise Encyclopedia of Robotics, 2003
Gorianu M. – Transmisii continue hidromecanice, Editura Academiei Tehnice Militare, București, 1982
Guvenic B. A., Kural E. – „A Low-Cost, Multiple-Driver-in-the-Loop Simulator”, IEEE Control Systems Magazine, 2006, pp. 42-55
Holland John – Designing Autonomous Mobile Robots, 2004
Huang Pan – ISO9141-2 and J1939 Protocols on OBDII, University of Changhua, 2009
Huzum Neculai, Rantz Gabriel – Procese tehnologice, întreținerea și repararea mașinilor și utilajelor, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1997
Huzum Neculai, Rantz Gabriel, Banciu Emilian, Crivac Gheorghe, Dinicia Constantin, Dragomir Ion – Recondiționarea pieselor, Editura Tehnică, București, 1986
Iovine John – PIC Robotics, 2004
Kaptein N. A., Theeuwes J., Van Der Horst R. – „Driving Simulator Validity: Some Considerations”, Journal of the Transportation Research Board, vol. 1550, 1996, pp. 30-36
Kim J.-H., Lee W.-S., Park K. – „A Design and Characteristic Analysis of the Motion Base for Vehicle Driving Simulator”, IEEE International Workshop on Robot and Human Communication, 1997, pp. 290-294
Kovacs Fr., Rădulescu C. – Roboți industriali, Universitatea Tehnică din Timișoara, 1992
Kovacs Fr., Varga St., Pau V. C. – Introducere în robotică, Editura Printech, București, 2000
Loureiro B. – Motion Cueing in the Chalmers Driving Simulator: A Model Predictive Control Approach, M. Sc. thesis, Chalmers University of Technology, Göteborg, Sweden, 2009
Manea C., Stratulat M. – Fiabilitatea și diagnosticarea automobilelor, Editura Militară, București, 1982
Mastakar Gaurav – Experimental Security Analysis of a Modern Automobile, University of Washington, 2012
Mccomb Gordon – The Robot Builder’s Bonaza, McGraw-Hill, New York, 2006
Moise A. – Rețele neuronale pentru conducerea roboților, Editura Matrix ROM, București, 2012
Negreanu I., Vuscan I., Haiduc N., – Robotica. Modelarea cinematică și dinamică, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1997
Nehaoua L., Amouri A., Arioui H. – „Classic and Adaptive Washout Comparison for a Low Cost Driving Simulator”, Proceedings of the 13th Mediterranean Conference on Control and Automation, Limassol, Cyprus, June 27-29, 2005, pp. 586-591
Ogrutan Petre – Interfețe, protocoale și semnalizări, 2013-2014
Păcurariu E. et al. – Organe de mașini și mecanisme, Editura Tehnică, București, 1989
Pădure Gelu, – Autovehicule rutiere. Construcție și calcul, vol. I, Editura Politehnică, Timișoara, 2006
Pereș Gh. – Solicitări dinamice în transmisiile mecanice ale autovehiculelor, SIAR 900503, 1989
Petrescu Ligia – Elemente de grafică computerizată – AutoCAD, Editura Universității Politehnice, București, 1998
Petrescu Ligia – Grafică inginerească, Editura Universității Politehnice, București, 1997
Popa B., Bataga N., Cazila Aurica – Motoare pentru autovehicule. Funcționare, caracteristici, rodaj, uzură, testare și reglare, Editura Dacia, Cluj-Napoca, 1982
Rădulescu G. A., Petre I. – Combustibili, uleiuri și exploatarea autovehiculelor, Editura Tehnică, București, 1987
Rădulescu R., Brătucu Gh. et al. – Fabricarea pieselor auto și măsurări mecanice, Editura Didactică și Pedagogică, Bucuresti, 1983
Romanca Mihai – Microprocesoare, 2012-2013
Romanca Mihai – Sisteme cu calculator integrat, 2012-2013
Roșca C. – Strategia reparațiilor în sistemele industriale, Editura Scrisul Românesc, Craiova, 1981
Rus A., Bratu I. – Teoria mecanismelor și mașinilor, Editura Universității din Oradea, 2005
Rus I. – Automobile. Construcție. Uzare. Evaluare, Editura Todesco, Cluj-Napoca, 2000
Rus I. – Autovehicule rutiere, Editura Sinctron, Cluj-Napoca, 2002
Sandor L. et al. – Transmisii hidrodinamice, Editura Dacia, Cluj-Napoca, 1990
Shuzhi Sam Ge, Lewis Frank L. – Autonomous Mobile Robots, 2006
Siegwart Roland, Nourbakhsh Illah R. – Introduction to Autonomous Mobile Robots, 2004
Slob J. J. – „State-of-the-Art Driving Simulators, a Literature Survey”, DCT Report, Eindhoven University of Technology, 2008
Soare I. et al. – Tehnologia reparării automobilelor, Universitatea din Brașov, 1974
Sporea D. G., Sporea A. – Noi abordări privind instruirea soferilor utilizând simulatoarele auto, 2011
Stoicescu A. – Dinamica autovehiculelor, vol. I, Editura Universității Politehnice, București, 1973
Stoicescu A. – Proiectarea performanțelor de tracțiune și consum ale automobilelor, Editura Tehnică, București, 2007
Suteu V. – Tehnologia întreținerii și reparării mașinilor și utilajelor, Editura Tehnică, București, 1984
Telban R. J., Cardullo F. M. – Motion Cueing Algorithm Development: Human- Centered Linear and Nonlinear Approaches, Langley Research Center, Hampton, Virginia, 2005
Tudor A., Marin I. – Ambreiaje și cuplaje de siguranță cu fricțiune. Îndrumar de proiectare, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1981
Tudoran I. – Tratarea matematică a datelor experimentale, Editura Academiei Române, București, 1976
Țarcă I. – Organe de mașini, Editura Universității din Oradea, 2005
Țarcă R. – Introducere în robotică, Editura Universității din Oradea, 2003
Untaru M. – Automobile, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1968
Untaru M. – Dinamica autovehiculelor pe roți, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1981
Untaru M. et al. – Calculul și construcția automobilelor, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1982
Urdăreanu T. et al. – Propulsia și circulația autovehiculelor cu roți, Editura Știinifică și Enciclopedică, București, 1987
*** – STAS, Organe de mașini, vol. I, Editura Tehnică, București, 1983
*** – STAS 2872/1-86, Prelucrarea rezultatelor măsurătorilor
*** – STAS 7122/8-88, Interpretarea statistică a datelor. Teste asupra mediilor și dispersiilor.
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Ambreiaj Monodisc (ID: 161822)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.