Proiectarea Unui Ambreiaj Mecanic Actionat Hidraulic Pentru Un Autoturism cu Puterea Motorului P = 100 Kw la Turatia N = 3800 Rot

PROIECT DE DIPLOMĂ

Proiectarea unui ambreiaj mecanic acționat hidraulic pentru un autoturis cu puterea motorului p=100kw la turatia n=3800 rot/min

CUPRINS

CAPITOLUL I

CONSTRUCȚIA ȘI FUNCȚIONAREA AMBREIAJELOR

I.1. Destinația ambreiajelor

I.2. Clasificarea ambreiajelor automobilelor

I.3. Funcționarea ambreiajelor mecanice.

I.3.1. Parțile componente și principiul de funcționare al ambreiajelor mecanice

CAPITOLUL II

CALCULUL AMBREIAJELOR MECANICE

II.1. Determinarea momentului de calcul

II.2. Determinarea dimensiunilor garniturilor de frecare

II.3. Determinarea forței de apăsare al arcurilor asupra discului de presiune al ambreiajului

II.4. Verificarea garnituri de frecare

II.4.1. Verificarea presiuni specifice dintre garniturile de frecare:

II.4.2. Verificarea la uzură a garniturii de frecare:

II.4.3. Verificarea ambreiajului la încălzire

II.5. Calculul arcului de presiune

II.5.1. Determinarea diametrului sârmei și a diametrului de înfășurare a spirei

II.5.2. Determinarea numărului de spire ale arcului de presiune

II.5.3. Determinarea lungimii arcului în stare liberă

II.5.4. Determinarea coeficientului de siguranță a ambreiajului după uzarea garniturii de frecare

II.5.5. Determinarea lucrului mecanic necesar debreierii

II.6. Calculul arborelui ambreiajului

II.7. Calculul discurilor ambreiajului

II.7.1. Calculul elementelor de fixare și ghidare ale discului de presiune

II.8. Calculul discului condus

II.8.1. Calcul niturilor de fixare a discului propriu-zis pe butucul ambreiajului

II.8.2. Calculul arcului elementului suplimentar

II.9. Calculul mecanismului de acționare a ambreiajului

II.9.1. Calculul mecanismului de acționare mecanică

II.9.2. Calculul mecanismului de acționare hidraulică

CAPITOLUL III

DEFECTELE ȘI REPARAREA AMBREIAJELOR MECANICE

CAPITOLUL I

CONSTRUCȚIA ȘI FUNCȚIONAREA AMBREIAJELOR I.1. Destinația ambreiajelor

Ambreiajul este inclus în transmisia automobilului în scopul compensării principalelor dezavantaje ale motorului cu ardere internă, care constau în: imposibilitatea pornirii sub sarcină, existența unei zone de funcționare instabile și mersul neuniform al arborelui cotit. Necesitatea includerii ambreiajului în transmisia automobilului este determinată de particularitățile funcționării acesteia, caracterizată mai ales de 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, uzura 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 la o turație ridicată, asigură creșterea treptată și fără șocuri a sarcinii la dinții roților dințate și la piesele transmisiei, fapt care micșorează uzura și elimină posibilitatea ruperii lor.

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;

 la cuplare, să îmbine lin motorul cu transmisia, pentru a evita pornirea bruscă din 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;

 să asigure la cuplare eforturi reduse fără a se obtine ȋnsa o cursa a pedalei mai mare de

120-200 mm (limita superioară la autocamioane). Forța la pedală, necesară decuplării, nu

trebuie să depășească 150 N la autoturisme și 250 N la autocamioane și autobuze.

I.2. Clasificarea ambreiajelor automobilelor

Ambreiajele folosite ȋn construcția de automobile se clasifică după modul de transmitere a momentului și după modul de acționare.

Figura 1. Clasificarea ambreiajelor

– ambreiajele mecanice pot avea unul sau mai multe discuri de fricțiune , pot fi cu arcuri dispuse periferic, cu arc central spiral sau diafragmă si centrifugal sau semi- centrifuge;

– ambreiajele hidraulice pot fi cu prag fix , cu prag mobil sau cu cameră de colectare;

– ambreiajele electromagnetice pot fi cu sau fară pulbere feromagnetică;

– ambreiajele neautomate sunt puse ȋn funcțiune de forța musculară a conducatorului prin

actionarea mecanică sau hidraulică; uneori sistemul de acționare al ambreiajului neautomat

este prevăzut cu un servomecanism de tip mecanic , hidraulic sau pneumatic care reduce efortul depus de conducător;

– ambreiajele automate pot fi acționate hidraulic, pneumatic, electric sau vacumatic, ȋn funcție de poziția pedalei acceleratorului, turația și sarcina momentului sau de poziția pȃrghiei de schimbare a treptelor de viteze

I.3. Funcționarea ambreiajelor mecanice.

I.3.1. Parțile componente și principiul de funcționare al ambreiajelor mecanice

Ambreiajele utilizate la majoritatea automobilelor sunt ambreiajele mecanice, la care transmiterea momentului motor la celelalte organe ale transmisiei se realizează prin forțe de frecare ce se dezvoltă ȋntre două sau mai multe perechi de suprafețe ȋn contact.

La ambreiajele de automobile se disting trei parți principale, (fig.3.2):

– partea conducătoare, formată din piese care sunt permanent ȋn legatură cu motorul

(se rotesc totdeauna cȃnd motorul funcționează );

– partea condusă care cuprinde piesele ce sunt ȋn legatură cu transmisia motorului;

– mecanismul de funcționare, compus din piese ce transmit comanda de acționare a ambreiajului.

A. Ambreiajul mecanic cu arcuri periferice

Partea conducătoare cuprinde: volantul 1, placa de presiune 3 și carcasa ei 11, arcurile ambreiajului 9, parghiile de debreiere 6.

Placa de presiune 3 ȋmpreună cu carcasa 11 sunt fixate de volant prin intermediul unor șuruburi. Suprafața lustruită a placii de presiune este una din suprafețele active de frecare ale ambreiajului.

Arcurile ambreiajului 9 apasă placa de presiune 3 cu o anumită forță , care să asigure transmiterea de către ambreiaj a cuplului maxim al motorului. Arcurile sunt așezate ȋntre

placa de presiune și carcasă , avȃnd fiecare bucșa de ghidare .Ambreiajele pot avea arcuri periferice sau un singur arc central.

Pȃrghiile de debreiere 6 sunt articulate de urechile 4 și 5 ale placii de presiune și ale carcasei. Capetele parghiilor, asupra cărora apasă rulmentul de presiune 8, trebuie să se afle toate ȋn același plan, perpendicular pe axa ambreiajului .Acest lucru se realizează prin suruburile de reglaj. În ultimul timp parghiile de debreiere cȃt și arcurile sunt ȋnlocuite printr-o diafragmă (Dacia 1300, Fiat 850 Renault 10), formată dintr-un disc de oṭel, avȃnd taieturi radiale. Diafragma care echivalează cu o serie de parghii elastice așezate circular , se reazemă pe un inel de oțel care constituie linia ei de articulatie.

Figura 2. Ambreiajul mecanic cu arcuri periferice

1-volan; 2- discul condus (al ambreiajului); 3- placa de presiune; 4- urechile placii de presiune; 6- parghiile de debreiere; 7- mansonul rulmentului de presiune ; 8- rulmentul de presiune ; 9- arcurile ambreiajului; 10- garnitura termoizolanta ; 11- carcasa placii de presiune ; 12- orificii de evacuare a uleiului.

Partea condusă a ambreiajului este formată din discul ambreiajului 2, montat ȋntre volantul 1 și placa de presiune 3; discul este solidarizat la rotaṭie , cu arborele primar al schimbatorului de viteze.

Discul ambreiajului se compune dintr-un disc de oṭel, prevazut cu taieturi radiale pentru a-i da elasticitatea necesară . Pe discul metalic se montează, prin nituire cu cap ȋnecat, garniturile de frecare din ferodo (material care are un coeficient de frecare mare) În scopul unei cuplari line a ambreiajului , ȋntre discul metalic și garnitura de frecare, ȋn partea dinspre schimbator de viteze sunt montate arcuri lamelare. Un capăt al arcului este nituit la discul metalic, iar celălalt capăt la garnitura de frecare. Arcurile sunt ȋndoite ȋn așa fel, ȋncȃt, ȋn stare liberă ȋntre disc și garnitură existăun joc. La cuplarea ambreiajului, pe masură ce se eliberează pedala, discul de presiune se deplasează spre volant, comprimȃnd arcurile lamelare ale discului de frecare, și astfel momentul transmis crește treptat, ceea ce conduce la o cuplare lină a ambreiajului. Montarea discului ambreiajului pe arborele primar al schimbătorului de viteze se face cu ajutorul unui butuc cu caneluri, de flanșa caruia se fixează prin nituire (de mentionat că nu la toate tipurile de automobilele discul de ambreiaj se montează pe arborele primar al cutiei de viteze).

În scopul protejării transmisiei contra oscilațiilor la răsucire, discul ambreiajului este

prevăzut cu un sistem de amortizare, cu fricțiune sau hidraulic.

Sistemul de amortizare cu fricțiune este cel mai raspȃndit. La discul ambreiajului prevăzut cu amortizare prin fricțiune, fixarea discului metalic de flanșa butucului se face prin arcuri elicoidale (fig.3.3). Arcurile sunt montate ȋn stare comprimată, ȋn ferestre practicate ȋn flanșa butucului și ȋn discul metalic. În acest fel, momentul motor de la discul metalic la flanșa butucului se transmite prin arcurile precomprimate . În cazul ȋn care prin ambreiaj nu se transmite nici un moment, ferestrele din discul metalic și flanșa butucului coincide. La transmiterea momentului, deci la cuplare, forța se transmite prin arcuri, care se comprimă iar discul se deplasează față de flanșa, primind o deplasare unghiulara. În acest mod se realizează legatura elastică ȋntre butuc și disc, care conduce la amortizarea oscilațiilor și rasucire.Totodată se realizează și o cuplare mai lină a motorului cu transmisia.

Figura 3. Disc de fricțiune cu arcuri de amortizare

În timpul cuplării ambreiajului, arcurile ambreiajului 9 dezvoltă o forță de presare asupra discului de presiune 3 și acesta, la rȃndul său asupra discului de frecare 2, suficient pentru ca frecarea care i-a naștere ȋntre aceste două discuri și volant să poată transmite momentul motor la cutia de viteze.

La debreiere cȃnd conducatorul automobilului apasă asupra pedalei, furca de debreiere impinge rulmentul de presiune 8 ȋnainte. Acesta acționează capetele parghiilor de debreiere 6, care deplasează discul de presiune 3 ȋnvingȃnd forța arcurilor 9 ȋn felul acesta, discul de frecare 2, ne mai fiind presat asupra volantului 1 și dispărȃnd forța de frecare, se va opri, odată cu arborele primar al schimbatorului de viteze.

Mecanismele de acționare a ambreiajelor pot fi cu comandă mecanică sau cu comandă hidraulică.

Ambreiajele cu comandă mecanică sunt formate dintr-un sistem de pȃrghii și arcuri, care asigură cuplarea și decuplarea ambreiajului.

B. Ambreiajul mecanic monodisc cu arc central de tip diafragmă.

Acest tip de ambreiaj este foarte răspândit astăzi în rândul automobilelor, datorită următoarelelor particularități:

– acționarea ambreiajului este mai ușoară deoarece forța necesară decuplării este mai mică la acest tip de arc, arcul prezintă o caracteristică neliniară;

– forța cu care arcul diafragmă acționează asupra plăcii de presiune este aproximativ constantă;

Ambreiajul cu arc central de tip diafragmă este prezentat în fig.3.4.

Figura 4. Secțiune transversală e la amortizarea oscilațiilor și rasucire.Totodată se realizează și o cuplare mai lină a motorului cu transmisia.

Figura 3. Disc de fricțiune cu arcuri de amortizare

În timpul cuplării ambreiajului, arcurile ambreiajului 9 dezvoltă o forță de presare asupra discului de presiune 3 și acesta, la rȃndul său asupra discului de frecare 2, suficient pentru ca frecarea care i-a naștere ȋntre aceste două discuri și volant să poată transmite momentul motor la cutia de viteze.

La debreiere cȃnd conducatorul automobilului apasă asupra pedalei, furca de debreiere impinge rulmentul de presiune 8 ȋnainte. Acesta acționează capetele parghiilor de debreiere 6, care deplasează discul de presiune 3 ȋnvingȃnd forța arcurilor 9 ȋn felul acesta, discul de frecare 2, ne mai fiind presat asupra volantului 1 și dispărȃnd forța de frecare, se va opri, odată cu arborele primar al schimbatorului de viteze.

Mecanismele de acționare a ambreiajelor pot fi cu comandă mecanică sau cu comandă hidraulică.

Ambreiajele cu comandă mecanică sunt formate dintr-un sistem de pȃrghii și arcuri, care asigură cuplarea și decuplarea ambreiajului.

B. Ambreiajul mecanic monodisc cu arc central de tip diafragmă.

Acest tip de ambreiaj este foarte răspândit astăzi în rândul automobilelor, datorită următoarelelor particularități:

– acționarea ambreiajului este mai ușoară deoarece forța necesară decuplării este mai mică la acest tip de arc, arcul prezintă o caracteristică neliniară;

– forța cu care arcul diafragmă acționează asupra plăcii de presiune este aproximativ constantă;

Ambreiajul cu arc central de tip diafragmă este prezentat în fig.3.4.

Figura 4. Secțiune transversală prin ambreiajul monodisc cu arc central, tip diafragmă

1-flanșă arbore cotit; 2-bucșă de bronz; 3-arbore ambreiaj; 4-volant; 5-carcasă

ambreiaj; 6-coroană dințată volant; 7-garnituri disc ambreiaj; 8 – placă disc ambreiaj;

9-arcuri elicoidale; 10-diafragmă; 11-rulment presiune; 12-șurub fixare;

13 – șuruburi; 14- etanșare; 15 -furcă; 16-nit diafragmă.

C. Mecanismul hidraulic de comandă al ambreiajului

Ambreiajul mecanic cu discuri poate avea ȋn funcționare două stări: cuplat și decuplat. Trcerea ambreiajului din starea cuplată (normală), ȋn starea decuplată se obține ȋn urma acțiunii de debreiere și se realizează prin intermediul sistemului de acționare, care desface legatura de cuplare.

Pentru a corespunde constructiv și functional, sistemele de acționare a ambreiajului trebuie să indeplinească o serie de cerințe:

– să asigure o cuplare rapidă și o decuplare rapidă și totală;

– forța aplicată pedalei să fie cȃt mai mică: 80120 N la curse ale pedalei de 80120 mm;

– să asigure compensarea automată a jocurilor datorate uzurilor normale ale

ambreiajului, să aibă o construcție simplă și sigură ȋn utilizare.

Din punct de vedere constructiv sistemele de acționare pot fi de mai multe feluri:

– cu actionare mecanică;

– cu actinare hidraulică;

– cu actionare electromagnetică.

Comanda hidraulică a ambreiajului, ca principiu de funcționare și realizare constructivă, este similară comenzii hidraulice a frȃnelor.

Mecanismul cu comandă hidraulică( fig.3.14) se compune, ȋn principal din:

– pedala ambreiajului 1, cu arcul de rapel 13

– pompa centrală a ambreiajului 3, cu rezervor de lichid ce se montează pe torpedou ȋn partea exterioară;

– cilindrul receptor 7, fixat de carterul ambreiajului prin intermediul unor șuruburi;

– conducta de legatură 6 dintre pompa și cilindru;

– furca de debreiere 10;

– rulment de presiune 20

Figura 5.Comanda hidraulicăa ambreiajului

1- pedala ambreiajului; 2- tija pompei centrale; 3- cilindrul pompei;4- pistonul pompei; 5- arcul pistonului; 6- conducta; 7- cilindrul receptor;8- pistonul cilindrului receptor; 9- tija cilindrului receptor; 10- furca de debreiere; 11- surub de reglaj; 12- arc; 13- arcul pedalei; 14- arc; 15- discul condus; 16- placa de presiune; 17- arcul ambreiajului; 18- parghie de debreiere; 19- surub; 20- mansonul si rulmentul de presiune; 21- carcasa ambreiajului; 22- carcasa discului de presiune

La apăsarea pedalei ambreiajului 1, pistonul 4 din pompa centrală se deplasează și trimite lichidul prin conducta de legatură 6, la cilindrul receptor 7, prin intermediul tijei 9, pistonul cilindrului receptor va acționa furca 10, producȃnd debreierea.

La eliberarea pedalei ambreiajului 1, arcurile 12 și 13 readuc mecanismul ȋn poziția inițială.

Principalul avantaj al sistemului este efectul multiplicator obtinut prin adoptarea unui diametrupentru cilindrul receptor superior celui al cilindrului pompei de comanda.

Datorită vibrațiilor grupului motopropulsor, cilindrul receptor are o fiabilitate redusă. Pentru a atenua acest efect, precum și pentru a spori durabilitatea rulmentului din manșonul de decuplare a fost promovată, ȋn ultimii ani, soluția ȋn care cilindrul receptor este integrat

mansonului de decuplare. Este suprimată astfel și furca al cărei principal inconvenient este cel de transformare a mișcarii de rotație (ȋn jurul articulatiei din carter) ȋn mișcare de translație a manșonului de decuplare.

In figura 3.15 sunt prezentate două soluții:

Figura 6. Cilindru receptor integrat manșonului de decuplare a-cu etanșare frontală; b-cu etanșare radială

Poziția C dispusă deasupra axei, corespunde stării cuplate a ambreiajului, iar pozitia D, dispusă sub axa, corespunde stării de debreiere a ambreiajului. La soluția din figura 3.15a, deplasarea axiala a rulmentuuli de presiune 1 se face de catre pistonul 2 al cilindrului receptor

3 din bucșa 4. Accesul lichidului sub presiune se face prin racordul 5, etanșarea fiind asigurată de garnitura frontală cu autoetanșare 6. Menținerea apăsării constante a rulmentului asupra arcului diafragmă se face de către arcul de creșterea diametrului activ al cilindrului receptor, dar prin deplasarea relativă a pistonului 1 față de cele două suprafețe cilindrice concentrice ale bucșei 2, apar dificultați de etanșare.

CAPITOLUL II

CALCULUL AMBREIAJELOR MECANICE

Studiul comparativ al diferitelor tipuri de ambreiaje din dotarea autovehiculelor similare cu cel din tema de proiect.

MEMORIU DE CALCUL

La calculul ambreiajului se urmărește stabilirea dimensiunilor elementelor principale ale acestuia, în raport cu valoarea momentului motor și pe baza parametrilor constructivi ai automobilului.

Calculul unui ambreiaj cuprinde în principal: determinarea dimensiunilor garniturilor de frecare; calculul arcurilor de presiune; calculul arborelui; calculul mecanismului de acționare.

Pe baza analizelor modelelor similare de autovehicule se alege pentru autovehiculul din tema de proiect următoarele:

 un motor cu ardere internă având:

Pmax

 100[kw]

n p  5600[rot / min]

M max

 148[ Nm]

nM  3800[rot / min]

 schimbătorul de viteză în trepte cu următoarele rapoarte de transmisie:

𝑖𝐼 = 3,78

𝑖��𝐼 = 2,12

𝑖����𝐼 = 1,36

𝑖�� = 1,03

𝑖 = 0,83

 raportul de transmisie al transmisiei principale :

𝑖0 = 3,65

 soluția constructivă de ambreiaj:

ambreiaj mecanic monodisc cu arcuri periferice elicoidale și mecanism de acționare

hidraulic.

 masa totală a autovehiculului:

� = 1800

 tipul anvelopei:

195/65 R15

Tabel 1. Tabel cu valori asemănătoare temei de licență

16

II.1. Determinarea momentului de calcul

Pentru ca ambreiajul să transmită momentul maxim dezvoltat de motor fără să patineze, pe toată durata de funcționare chiar și după uzarea garniturii de frecare când valoarea forței de apăsare a arcurilor de presiune scade este necesar ca momentul de frecare a ambreiajului să fie mai mare decât momentul maxim al motorului. Momentul de calcul al ambreiajului reprezintă momentul față de care se dimensionează elementele ambreiajului. Acesta se

determină cu relația, ( Fratila Gh.):

M c    M max [daN / m]

(2.1)

unde : M c – momentul de calcul al ambreiajului;

 – coeficient de siguranță al ambreiajului;

M max – momentul motor maxim.

Valoarea coeficientului maxim de siguranță  se alege conform recomandărilor literaturii de specialitate [1] în funcție de tipul ambreiajului și condițiile de exploatare ale autovehiculului. Astfel pentru autoturisme avem:  = 1,3…1,75.

Alegem  = 1,5

Criteriile care au stat la baza alegerii lui  au fost:

ambreiajul să nu patineze după uzura garniturilor

forța la pedală să aibe valori optime astfel încât să nu suprasolicite conducătorul auto.

M c  1,5  14.8

M c  22.2 daN / m

II.2. Determinarea dimensiunilor garniturilor de frecare

Calculul garniturilor de frecare cuprinde: determinarea dimensiunilor, calculul

presiunii specifice și verificarea la uzură.

Figura 7. Garnitura de frecare a ambreiajului

Raza exterioară a garnituri de frecare se determină cu relația, (Fratila Gh.):

��� = 10 ∙

� ∙ ����𝑥

∙ ��(1 − �2 ) �� (2.2)

unde: � – coeficient ce depinde de tipul ambreiajului și al autovehiculului

� = 25 … 30 [��2 /���� ∙ �] – pentru ambreiaj monodisc de

autoturisme;

𝑖 – numărul de perechi de suprafețe de frecare

𝑖 = 2 – pentru ambreiaj monodisc

� = 0,55…0,75

Se adoptă: � = 27; � = 0,65

Valorile superioare ale lui c corespund motoarelor ce funcționează la turații ridicate deoarece

alunecările dintre suprafețele de frecare sunt mai intense la periferie.

Se alege c=0,75 deoarece motorul autovehiculului este rapid.

⇒ ��� = 10 ∙

27 ∙ 14,8

∙ 2(1 − 0,652 ) = 104,94 [��]

Diametrul exterior al garniturii de frecare:

��� = 2 ∙ ��� = 2 ∙ 104,94 = 209,88 [��]

Deoarece dimensiunile garniturilor de frecare sunt standardizate se adoptă conform

STAS 7793-83 valorile superioare cele mai apropiate de cea calculată.

 diametrul exterior al garniturii de frecare

��� = 225 [��]

 diametrul interior al garniturii de frecare

�� = 150 [��]

 grosimea garniturii

= 3,5 [��]

Raza exterioară a garniturii de frecare:

D

R  e [mm]

e 2

250

Re 

2

(2.3)

Re  125mm

Raza interioară a garniturii de frecare:

D

R  i [mm]

i 2

150

Ri 

2

Ri  75mm

(2.4)

Raza medie a suprafeței de frecare se determină cu relația:

3 3 3 3

2(𝑅 � −𝑅 𝑖 )

2(112 ,5 −75 )

��� = 3(𝑅 2 −𝑅 2 ) = 3(112 ,52 −752 ) = 95 ��

� 𝑖

(2.5)

II.3. Determinarea forței de apăsare al arcurilor asupra discului de presiune al

ambreiajului

Din condiția ca momentul de calcul

M c să fie egal cu momentul de frecare a

ambreiajului

M a rezultă următoarea relație,( Fratilă Gh.):

F   M max 103 daN

  i  c f  Rm

(2.6)

 Fc – forța de apăsare asupra discului de presiune;

  – coeficientul de frecare dintre discurile ambreiajului; pentru frecare

ferodou fontă  = 0,25…0,35

Se adoptă  = 0,35

 c f

– coeficient ce ține seama de frecare dintre butucul discului condus și

arborele ambreiajului.

Pentru ambreiaje monodisc

c f = 0,90…0,95

Se adoptă c f

=0,95

Din relația (26) obținem:

1,5 ∙ 14,8 3

⇒ 𝐹 = 0,35 ∙ 2 ∙ 0,95 ∙ 95 ∙ 10

= 351,40 [����]

II.4. Verificarea garnituri de frecare.

II.4.1. Verificarea presiuni specifice dintre garniturile de frecare:

Presiunea specifică între supape se determină cu relația, (Fratila Gh.):

4 ∙ ∙ �� 𝑎 𝑥 5 2

𝑝 =

∙ � ∙ ��(��2

− ��2 )

∙ 10

[����/��

] (2.7)

4 ∙ 1,5 ∙ 148 5

𝑝 = ∙ 0,35 ∙ 2(2252 − 1502 ) ∙ 95 ∙ 10

= 1,51 [����/��2 ]

(2.7)

Pentru garniturile de frecare de ferodou valoarea admisă a presiuni specifice este:

p  1,5…3,5 daN 

a cm 2

Deoarece

p pa  garniturile rezistă la presiune.

II.4.2. Verificarea la uzură a garniturii de frecare:

Aprecierea solicitărilor la uzură a garniturii de frecare se face utilizând lucrul mecanic

specific de frecare la patinare LS

în regimul pornirii de pe loc.

Acesta se determină cu relația, (Fratilă Gh.)

L L  daN m 

(2.8)



S i  A'

cm 2

unde L reprezintă lucrul mecanic de frecare la patinare al ambreiajului

L  357,3  G

2

 r daN / m

(2.9)

a 2  i 2

unde:

 Ga =1800 – greutatea totală a autovehiculului daN;

 rr

rr

rr

– raza de rulare a roților motoare în metri

 0.95  r0 m

 0.95  0,336

rr  0,319 m

(2.10)

r0 – raza liberă a roți care se determină pe baza caracteristici anvelopei

 iI – raportul de transmitere al treptei întâi de viteză

 i0 – raportul de transmitere al transmisiei principale

 A’ – aria suprafeței de frecare;

Având în vedere că autoturismul din tema de proiect are anvelopă tip 215/75R16 calculul razei libere a roții r0 se calculează cu formula, (Utaru M.):

𝑟0 =

15 ∙ 25,4 + 195 ∙ 65% = 317,25 [��] (2.11)

2

⇒ 𝑟𝑟 = 317,25 ∙ 0,97 = 307,73 �� = 0,30773 [�] (2.12)

��′ = 𝜋

��2 − ��2 ∙ 10−2 [��2 ] (2.13)

4 � 𝑖

𝜋

��′ =

4

2252 − 1502 ∙ 10−2 = 220,89 [��2 ]

Din relația (2.9) rezultă:

L  357,3  1800 

0,346 2

3,670 2  4,530 2

L  170.476

daN  m

Din relația (2.8) rezultă:

L  243.51

S 2  220.89

LS  0,55

daN m

cm 2

Valoarea admisibilă a lucrului mecanic specific la patinare:

LSa

 0.75 daN m .

cm 2

Deoarece

LS  LSa  ambreiajul rezistă la uzură.

II.4.3. Verificarea ambreiajului la încălzire:

Încălzirea ambreiajului se produce numai în timpul patinării datorită transformării

lucrului mecanic de frecare în căldură. Verificarea la încălzire se face pentru discul cel mai

solicitat termic și se apreciază prin creșterea de temperatură

 .În cazul ambreiajului

monodisc verificarea la încălzire se face pentru discurile de presiune deoarece discul condus

este izolat termic prin garniturile de frecare.

Creșterea de temperatură se calculează cu relația, ( Pădure Gelu):

   L 0 C 

427  c  g p

(2.14)

unde:

  – coeficientul care exprimă fracțiunea din lucru mecanic de frânare consumat pentru încălzirea piesei care se verifică.

  0,5 pentru discul de presiune al ambreiajului monodisc

 c – căldura specifică a materialului piesei care se verifică.

c =0,115

Kcal kg 0 C

pentru oțel și fontă

 g p – greutatea piesei care se verifică.

Calcul greutății g p

se face în ipoteza că discul de presiune este o placă de fontă cu

secțiunea din fig.4.26, iar marginile acestuia trebuie să le depășească pe cele ale garniturii de

frecare cu 2-3mm.

Figura 8. Discul verificat la încălzire

Dep  De  4…6[mm]

(2.15)

Dep  225  5

Dep  230 mm

Dip  Di  4…6[mm]

Dip  150  5

Dip  1 45 mm

(2.16)

 h p – grosimea discului de presiune în metri

Se adoptă constructiv

h p =15 10 m

mp    A  hp  g 10

1daN 

(2.17)

⇒ � = 7800 ∙ 0,03 ∙ 15 ∙ 10−3 ∙ 9,81 ∙ 10−1 = 2,87 ����

  = 7800 kg / m3 pentru fontă;

 g =9,81 m/ s 2 accelerația gravitațională;

 A – aria frontală a discului

A   D2

 D2 106 m2 

(4.39)

4 ep ip

𝜋 2

2 −6 2

= 4 230

− 145

∙ 10

= 0,03 [� ]

Din relația (2.14) rezultă:

0,5 ∙ 243,51

⇒ ∆𝜏 = 427 ∙ 0,115 ∙ 2,87 = 0,86 [℃]

Valoarea admisibilă a creșterii de temperatură pentru o cuplare la plecarea de pe loc

în cazul utilizării relației (35) este:

rezistă la încălzire.

  10 C . Deoarece

 a  

rezultă că ambreiajul

II.5. Calculul arcului de presiune

Arcurile de presiune ale ambreiajului sunt solicitate după un ciclu asimetric cu un coeficient de asimetrie R=0,8…0,9 iar numărul ciclurilor de solicitare în condițiile normale de exploatare nu depășesc 5 1015 cicluri. Din această cauză distrugerea arcurilor de presiune nu se produce datorită oboseli materialului.

Arcurile de presiune periferice elicoidale sunt arcuri cilindrice din sârmă trasă de oțel carbon de calitate pentru arcuri sau oțel aliat pentru arcuri și au o caracteristică liniară. Calculul acestora constă în determinarea diametrului sârmei, a diametrului de înfășurare a spirei, a numărului de spire și a lungimii arcului în stare liberă.

II.5.1. Determinarea diametrului sârmei și a diametrului de înfășurare a spirei

Se adoptă numărul arcurilor de presiune ca multiplu de 3 astfel încât forța de apăsare ce revine unui arc să fie între 40-80 daN.

Se adoptă numărul de arcuri na=6.

Forța este necesară să dezvolte un arc este:

F '  Fa daN 

(2.18)

na

′ = 𝐹𝑎 =

𝑎 � 𝑎

351 ,40 = 58,57 [����]

6

O condiție necesară pentru ca manevrarea ambreiajului să nu fie obositoare este ca în momentul în care acesta este decuplat, forța dezvoltată de un arc Fa” să fie maxim 10-25 %

mai mare de valoarea corespunzătoare poziției cuplate.

Fa "  (0,15…0,25)  Fa [daN ]

Fa "  0,2  351.40

Fa "  70.28 daN

(2.19)

Diametrul sârmei arcului se determină din condiția de rezistență de torsiune a acestuia

în poziție decuplată a ambreiajului cu relația:

d  8 k Fa "c

mm

(2.20)

  ta

10 2

c  D

d

(2.21)

 D – diametrul de înfășurare al spirei arcului.

Pentru arcurile elicoidale ale ambreiajului c = 5…8 conform literaturii de specialitate. Se adoptă c = 5

 k – coeficient de corecție ce depinde de raportul c și se determină cu relația:

k  4  c 1  0,615

(2.22)

4  (c 1) c

k  4 5 1  0,615

4  (5  1) 5

k  1.31

  ta

– rezistența admisibilă a arcului

 ta

 7000 daN

cm 2

Din relația (2.20) rezultă:

d  8  1.31 70.28 5

  7000  10  2

d  4.09 mm

Deoarece dimensiunile pentru sârma trasă din oțel pentru arcuri sunt standardizate se adoptă conform STAS 893-67:

d =4,5 mm.

Diametrul de înfășurare a spirei arcului conform relației (2.21) este:

D  c  d mm

D  5  4.5

D  22.5 mm

II.5.2. Determinarea numărului de spire ale arcului de presiune

Din expresia matematică a săgeți unui arc elicoidal din sârmă cu secțiunea circulară rezultă

relația de calcul al numărului de spire active: ( Padure Gelu)

4 2

n  G d 10 [sp ire]

8  D

 k1

(2.23)

 G – modul de elasticitate transversală al sârmei arcului;

G =800000

daN pentru oțel de arc.

cm 2

 k1 – rigiditatea arcului

k  Fa "Fa '  daN 

1  

 f 1

 mm 

(2.24)

unde:

  f 1 – săgeata suplimentară corespunzătoare deformării arcului la decuplarea

ambreiajului;

 f 1  2  nd  jd  nd  j' [mm]

(2.25)

unde:

 nd – numărul de discuri conduse;

 jd – jocul dintre o pereche de suprafețe de frecare necesar pentru decuplarea completă a ambreiajului.

jd = 0,75…1,5mm ambreiaj monodisc

Se adoptă

jd = 0,75 mm.

 j’– creșterea grosimii discului condus datorită elementului elastic axial

j’ =0,5…1,5mm.

Se adoptă j’ =0,5 mm.

Din relația (2.25) rezultă:

 f 1  2  1  0.75  1  0.5

 f 1  2 mm

Din relația (2.24) rezultă:

k  70.28 58.57

1 2

k1  5.86

daN

mm

Din relația (2.23) rezultă:

nS 

800000  4.5 4  10 2

8  22.53  5.86

nS  6.5 sp ire

Numărul de spire trebuie să fie multiplu de 0,5 și mai mare decât 6. Deoarece spirele

de la capătul arcului nu sunt active, numărul total de spire

nt  nS  2 [spire]

(2.26)

nt  6.5  2

nt  8.5 sp ire.

II.5.3. Determinarea lungimii arcului în stare liberă

Lungimea arcului în stare liberă se determină cu relația:

L0  L1  f1 mm

(2.27)

 L1 – lungimea arcului comprimat în poziția decuplată a ambreiajului;

 f1 – săgeata arcului corespunzătoare poziției cuplate.

L1 se determină din condiția ca distanța dintre în starea comprimată a arcului să fie

js=1 mm cu relația, (Padure Gelu):

L1  nS  2 d  nS 1 jS [mm])

(2.28)

L1  6.5  2  4.5  6.5  1  1

L1  45.75 mm

8  F "D 3  n

f  a S [mm]

1 G  d 4  10  2

8  70.28  22.53  6

f1 

800000  4.5 4  10  2

f1  12.69 mm

(2.29)

Din relația (2.27) rezultă:

⇒ �0 = 44,75 + 12,69 = 58,44 ��

Pentru a se evita flambajului arcului de presiune se recomandă ca:

L0  3 .

D

Deoarece

L0  58.44  2,59  3 rezultă că arcul rezistă la flambaj.

D 22.5

II.5.4. Determinarea coeficientului de siguranță a ambreiajului după uzarea garniturii

de frecare

Datorită uzării garniturilor de frecare arcurile de presiune se destind mai mult și forța

de apăsare scade de la valoarea

Fa ' până la

Fa ' ' ' .

Gh.)

Momentul de frecare al ambreiajului după uzarea garniturilor de frecare este, (Fratila

M a '    i  Fa ' ' 'na  Rm 10

daN  m

(2.30)

F ' ' '  F ' f 2

daN 

a a (2.31)

1

f2  f  u

[mm]

(2.32)

f – săgeata corespunzătoare arcului în poziția cuplată a ambreiajului

′ 3 3

f = 8F a ∙ D ∙ n s

G d 4 ∙10−2

= 8∙ 58 ,57 ∙ 22 ,5 ∙ 6 = 10,57 [mm]

800000 ∙4,54 ∙10−2

(2.33)

 Δu – destinderea corespunzătoare uzurii tuturor garniturilor de frecare până la limita maximă admisibilă.

u  2  nd  u1

[mm]

(2.34)

  u1 – uzura admisibilă pentru o garnitură de frecare.

 u1 =1,2…2mm

Se alege  u1 =1,6 mm

Din relația (2.34) rezultă:

 u  2  1  1,6

 u  3.2 mm

Din relația (2.32) rezultă:

f2 = 10,57 − 3,2 = 7,37 [mm]

′′′

a

Din relația (2.31) rezultă:

7,37

= 58,57 ∙ 10,57 = 40,84 [daN]

Din relația (2.30) rezultă:

′ = μ ∙ i ∙ F′′′

∙ na ∙ Rm ∙ 10−3

= 0,35 ∙ 2 ∙ 40,84 ∙ 6 ∙ 95 ∙ 10−3

= 16,30 daN ∙ m

Coeficientul de siguranță al ambreiajului

 u după uzarea garniturii de frecare este:

u 

M a '

M max

(2.35)

  16.30

u 14.8

 u  1,10

Deoarece

 u >1 rezultă că ambreiajul va transmite fără patinare momentul

maxim al motorului și după uzarea garniturilor de frecare.

II.5.5. Determinarea lucrului mecanic necesar debreierii

Lucrul mecanic necesar debreierii este lucrul mecanic produs de forțele elastice la

comprimarea arcurilor de presiune cu săgeata ΔF1 și se determină cu relația:

(2.36)

' "

L  Fa Fa  

d 2 f 1

 na

 1 [daN  m]



a

⇒ Ld = 58 ,57 +70 ,28 ∙ 2 ∙ 6 ∙ 1 = 0,909 [daN ∙ m]

2 0,85

unde:

  a – randamentul mecanismului de acționare

a  0.80…0.98 , conform literaturi de specialitate

Alegem:  a  0,85

Valorile recomandate ale lucrului mecanic necesar debreieri pentru autoturisme sunt

cuprinse între 0.5…1 daNm

II.6. Calculul arborelui ambreiajului

Figura 9. Arborele ambreiajului

Arborele ambreiajului este supus solicitări de torsiune cu un moment egal cu momentul de calcul al ambreiajului și solicitările de strivire si forfecare la nivelul canelurilor de-a lungul cărora culisează discul condus.

Din condiția de rezistență la torsiune se determină diametrul interior al arborelui ambreiajului cu relația:

  M

 10 2

d i 

max

0.2   ta

1,5  14.8  10 2

[cm]

d i 

0.2  1000

d i  2.23 cm

(2.37)

unde:

  ta – rezistența admisibilă la torsiune și are valorile: ta =1000-1200 daN/cm

Alegem  =1000 daN/cm2.

Materialul din care se confecționează arborele ambreiajului este oțel aliat pentru

cementare 21MoCr12 conform STAS 791-80.

Deoarece arborii canelați au dimensiuni standardizate din STAS 1770-68 se aleg

următoarele dimensiuni:

– diametrul interior al canelurii di=23 mm

– diametrul exterior al canelurii de=29 mm

– numărul de caneluri z=10

– lățimea canelurii b=4 mm.

Verificarea la strivire a canelurilor arborelui ambreiajului se face cu relația:

4 M  10 2

P  max

 daN 

z  l  h  (d e  d i )

 cm 2 

4∙ 1,5∙ 14 ,8∙ 10 2

⇒ ps = 1∙2,9∙0,30∙(2,9+2,3) = 196,29 [daN/cm

(2.38)

unde:

 l – lungimea butucului discului condus

Considerăm că condițiile de lucru sunt condiții obișnuite de lucru astfel ca luăm

lungimea discului condus ca fiind l=de=3,2 cm.

 h – înălțimea canelurii arborelui

d  d

h  e i [cm]

2

h  2.9 2.3

2

h  0,30 cm

(2.39)

Rezistența admisibilă la strivire pentru canelurile arborelui ambreiajului este

Psa=200…250daN/cm2. Deoarece Ps<Psa rezultă că arborele rezistă la strivire.

Verificarea la forfecare se face cu relația, (Pădure Gelu):

4    M

max

 10 2

 daN 

 f 

z  l  b  (d

 d )

 cm 2 

e i  

 f 

4  1,5  14.8  10 2

10  2.9  0,4  (2.9  2.3)

 f  147.21

daN

cm 2

(2.40)

Rezistența admisibilă la forfecare este:  fa  200…300

 daN 

 cm 2  .

Deoarece  f

  fa  arborele rezistă la forfecare.

II.7. Calculul discurilor ambreiajului

II.7.1. Calculul elementelor de fixare și ghidare ale discului de presiune

Discurile de presiune sunt solidare la rotație cu volantul motorului având în același timp posibilitatea deplasării axiale. Legătura dintre acestea și volant se face prin intermediul carcasei ambreiajului.

Carcasa ambreiajului este prevăzută cu mai multe ferestre în care pătrund niște

reazeme prelucrate pe discul de presiune.

Elemente de fixare si ghidare ale discului de presiune din carcasa ambreiajului

Calculul elementelor de fixare și ghidare constă în verificarea la strivire a suprafețelor de contact dintre discul de presiune si carcasă.

Presiunea specifică se determină cu relația, (Pădure Gelu):

M

P  max

s R  Z  A

 daN 

 cm 2 

 

P  1,5  14.8  10 2

s 10.7  8  1.5

Ps  22.66

daN

cm 2

(2.41)

unde:

 R – raza cercului pe care sunt dispuse reazemele discului de presiune

 Z=3…5 – numărul de reazeme

 A – aria unei suprafețe de contact solicitate la strivire

A  l  a [cm 2 ]

A  3  0,5

A  1.5 cm 2

 l – lungimea suprafeței de contact

 a – grosimea carcasei ambreiajului

Se adoptă:

– a=0,5 cm

– l=3 cm

– R=10.7 cm

– Z=5 reazeme

Psa

Valoarea rezistenței admisibile la strivire conform literaturii de specialitate este:

 100…200daN / cm 2 .

Deoarece Ps<Psa rezultă că elementele de fixare și de ghidare rezistă la strivire.

II.8. Calculul discului condus

II.8.1. Calcul niturilor de fixare a discului propriu-zis pe butucul ambreiajului

Niturile de fixare ale discului propriu-zis pe flanșa butucului sunt confecționate din

OL 38 și sunt solicitate la forfecare și strivire.

Verificarea niturilor la forfecare se face cu relația:

 M

  max

 daN 

(2.42)

f

rn  zn

d 2

 n

4

 cm 2 

unde:

 rn

– raza cercului pe care sunt dispuse niturile de fixare

Constructiv

rn =4…8 cm. Se alege rn=6 cm.

 d n

– diametrul niturilor

Constructiv d n

= 0,6…1 cm. Se alege dn=0,7 cm.

 z n

– numărul de nituri

Constructiv z n

= 3…6 nituri. Se alege zn=4 nituri.

Din relația (2.42) rezultă:

⇒ τf =

1,5 ∙ 14,8

6 ∙ 4 ∙ π ∙ 0,72

4

∙ 102 = 240,35 [daN/cm2 ]

Valoarea rezistenței admisibile la forfecare pentru niturile de fixare  af

 300 daN

cm 2

Deoarece f

  af

 niturile rezistă la forfecare.

Verificarea niturilor la strivire se face cu relația:

 M

p  max

 daN 

(2.43)

rn  zn  d n  ln

 cm 2 

unde:

 ln – lungimea părți active a nitului;

Constructiv ln

= 0,2…0,4 cm. Se adoptă ln=0,2 cm.

Din relația (2.43) rezultă:

p  1,5  14.8  10 2

S 6  4  0,7  0,2

p  660.71 daN

S cm 2

Valoarea rezistenței admisibile la strivire pentru niturile de fixare este

psa

 800…900

 daN  .

 cm 2 

Deoarece

ps  psa  niturile rezistă la strivire.

II.8.2. Calculul arcului elementului suplimentar

Arcul elementului suplimentar sunt arcuri elicoidale și au rolul de a reduce rigiditatea transformării și a amortizării șocurilor, previn apariția rezonanței la frecvențe înalte ale oscilațiilor din torsiune din transmisie.

Condiția pentru a funcționa corespunzător a elementului elastic suplimentar este ca momentul de torsiune necesar pentru comprimarea acestora până la opritori să fie egal cu

momentul produs de forța de aderență a roților motoare pe un drum uscat cu coeficientul de aderență   0.8 , redus la arborele ambreiajului în treapta I de viteză.

La automobile arcurile utilizate la elementul elastic suplimentar al ambreiajelor

au următoarele caracteristici:

 diametrul sarmei arcului d = 3

 diametrul spirei arcului D = 15

 numărul total de spire ns = 6

 numărul de arcuri ale elementului suplimentar ze = 6

Montarea arcurilor în butucul discului se face pretensionat prin

comprimare cu o săgeată de 10…13% din lungimea liberă a arcului.

Arcurile elementului elastic suplimentare se consideră a fi solicitate de momentul maxim

permis de aderență, redus la arborele ambreiajului,(Frățilă Gh.)

Mcarc

 Gad  rr  11100 0.8 0.319  229.85

N  m

is1  i0 t

3.67  3.65  0.92

(2.44)

unde:

Gad-este greutatea aderentă a automobilului;

φ -este coeficientul de aderență a drumului;

is1-este raportul de transmitere al primei trepte;

i0-este raportul de transmitere al transmisie principale;

ηt=0,92 -randamentul transmisiei.

Dacă Rm=50 mm este raza medie de dispunere a arcurilor și dacă se consider toate arcurile

z=6 participă în mod egal la preluarea momentului de calcul, forța de calcul este:

Fc arc

 M c  22985  766

N  m

z  Rm

6  50

(2.45)

Din condiția ca amplitudinea unghiulară pe care trebuie să o admită elementul elastic să se

situeze în intervalul θ= (7 … 10)° se obține pentru săgeata arcului valoarea maximă:

f max  Rm  sin  50  sin 8  7 mm

(2.46)

La automobile arcurile utilizate la elementul elastic suplimentar al ambreiajului au

următoarele caracteristici:

– diametrul sârmei arcului d = 3…4 mm. Se alege d=4 mm.

– diametrul spirei arcurilor D = 14…19 mm. Se alege D=15 mm.

– numărul total de spire a arcurilor

ns  6 spire. Se alege ns=6 spire.

II.9. Calculul mecanismului de acționare a ambreiajului

II.9.1. Calculul mecanismului de acționare mecanică

În urma analizelor tehnico economice s-a ales un mecanism de acționare mecanic datorită următoarelor avantaje:

– construcție simplă și ieftină;

– întreținere ușoară;

– reglare ușoară a jocurilor apărute în urma funcționării;

– randament ridicat;

Schema de acționare este a ambreiajului este prezentată în figura 10:

Figura 10. Schema de acționare mecanică a ambreiajului.

Raportul de transmisie al mecanismului de acționare mecanic se determină cu relația:

ia  i p  it

(2.47)

unde:

 i p

i  e

p f

– raportul de transmisie a pârghiilor de debreiere;

(2.48)

it – raportul de transmisie al pedalei și furci ambreiajului;

i  a  c

t b d

(2.49)

unde: a, b, c, d,e,f distanțele conform fig.4.32

Se adoptă constructiv următoarele dimensiuni pentru mecanismul de acționare:

a = 120

b = 30

c = 100

d = 25

e = 50

f = 25

Din relația (2.48) rezultă:

i  50

p 25

i p  2

Din relația (2.49) rezultă:

i  120  100

t 30 25

it  16

Din relația (2.47) rezultă:

ia  2  16

ia  32

Conform literaturii de specialitate valorile uzuale ale rapoartelor de transmisie a

mecanismului de acționare sunt

ia  30…45 . După cum se observă valoarea calculată se

încadrează între limitele valorilor uzuale prevăzute de literatura de specialitate.

Randamentul mecanismului de acționare mecanismul conform literaturi de

specialitate are valori cuprinse între a  0.8…0.85 . Se adoptă a  0.8 .

Forța de acționare a pedalei ambreiajului se determină cu relația:

β ∙ M max ∙ 10 3

1,5∙ 14 ,8∙ 10 3

Fp = μ ∙i∙R

∙ia

∙η a

= = 12,27 [daN]

0,35∙2∙95∙32∙0,85

(2.50)

Valorile recomandate de literatura de specialitate pentru forța la pedală la ambreiajele

de autoturisme sunt

Fp =10…15 daN. Se observă că forța la pedală Fp calculată se încadrează

în valorile stabilite de literatura de specialitate.

Cursa de actionare a pedalei

Cursa de acționare a pedalei se determină cu relația:

S  S

 ( f 1

 i p

) i

mm

(2.51)

unde:

 S l

S l = 2…4 mm

– cursa liberă a rulmentului de presiune

Se adoptă S l

=3 mm

Din relația (4.85) rezultă:

S p  3  (2  2)  16

S p  112 mm

Valorile recomandate în literatura de specialitate pentru cursa pedalei ambreiajului de

autoturisme sunt S p

recomandat.

= 100…150 mm. Se observă că S p

se încadrează în intervalul

II.9.2. Calculul mecanismului de acționare hidraulică

Schema de calcul a mecanismului de acționare hidraulic este dată în figura 11. Acest sistem are o parte mecanică de amplificare a forței și una hidraulică.

Se adoptă următoarele dimensiuni:

Rezultă următoarele rapoarte de amplificare mecanice, (Fratila Gh.)

Figura 11. Mecanismului de acționare hidraulic

K = (2.52)

e  57 = 4,071;

f 14

K1 =

a  260

b 60

= 4,333; (2.53)

K2 =

c  112

d 80

= 1,4 (2.54)

Forța necesară la tija pistonului cilindrului de lucru F2este:

F2 =

F

K  K 2 h

 4179,049

4,0711,4  0,95

= 871,477 [N] (2.55)

unde: F = 4719,049 [N]  forța de apăsare pe discul de presiune

h = 0,8…0,95  randamentul sistemului de acționare hidraulic

Se adoptă: h = 0,95

Forța la tija pompei centrale este:

F1 = Fp·K1 = 160·4,333 = 693,333 [N] (2.56)

Forța de apăsare pe pedală, necesară decuplării complete a ambreiajului:

Fp = 160 [N]

Raportul de transmitere hidraulic este dat de relația:

K = F2 

F1

871,477

693,333

= 1,257 (2.57)

Conform principiului lui Pascal:

4  F1 

  d 2

4  F2 , deci

  d 2

F2

F1

d 2

 2  K ] (2.58)

1

Diametrul cilindrului pompei centrale se alege: d1 = 25 [mm]

Diametrul cilindrului de lucru (receptor) va fi:

d2 = d1· K h  25 

1,257 = 28,028 [mm (2.59)

Acest diametru se rotunjește la: d2 = 28 [mm]

Raportul de transmitere al mecanismului de acționare hidraulic:

2 28 2

260

112 57

ih =

d2  b  d  f

 

25 2 60

  = 30,983 < ih adm (2.60)

80 14

unde: ih adm = 30…50

Deplasarea totală Sm a manșonului de decuplare este egală cu:

e

Sm = Sl + i·s·

f

= 3,25 + 2·1,25· 57

14

= 13,428 [mm] (2.61)

unde: Sl = 2…4 [mm]  deplasarea liberă a manșonului

i = 2  numărul suprafețelor de frecare

s = 0,4…0,8  distanța între suprafețele de frecare

Cursa pistonului cilindrului de lucru:

S2 = Sm·K2 = 13,428·1,4 = 18,799 [mm] (2.62) Volumul lichidului activ din cilindru:

V2 =

  d 2

S  2  18,799 

2 4

  282

4

= 11575,52 [mm3] (2.63)

Știind că volumul lichidului ieșit din pompă este egal cu volumul din cilindrul de lucru se

poate scrie: V1= V2.

Cursa S1 =

4 V2 

  d 2

4 11575,52

  252

= 28,581 [mm] (2.64)

Cursa totală a pedalei:

Sp = S1·K1 = 28,581·4,333 = 102,185 [mm] (2.65)

Calculul de rezistență al mecanismului de acționare

Acest calcul se efectuează considerând forța maximă de apăsare pe pedală:

Fp = 400 [N]. La calcului pedalei se consideră ca Fp este aplicată în centrul suprafeței de

apăsare conform figurii 4.7.

În cazul unei apăsări asimetrice pedala este solicitată la încovoiere.

Figura 12. Pedala de acționare

Verificarea se face în secțiunea AA,

i A =

Fp  a

WiA

 400  200

1728

= 46,296 [N/mm2] [2] (2.66)

b  h2

8  36 2

Wi A = 6 

= 1728 [mm ] ; (2.67)

6

unde: i adm = 40…50 [N/mm2]

CAPITOLUL III

DEFECTELE ȘI REPARAREA AMBREIAJELOR MECANICE

După repararea sau înlocuirea pieselor defecte ale ambreiajului, urmeazăverificarea, asamblarea și reglarea.

a.)-Verificarea ambreiajului.Verificările necesare se fac ori de câte ori se demontează complet ambreiajulsau numai în cazul în care se remediazâ sau se înlocuiește o piesă defectă. La ambreiaj se fac următoarele verificări și reglări :

-se verifică dacă modul de montare a gamiturilor de frecare pe disculcondus este corect: etanșarea gamiturilor față de disc se verifică cu olamelă calibratâ de 0,1 mm, iar niturile trebuie să se afle cu 1,5 mm subsuprafața gamiturii de frecare;

-se verifică jocul radial r și jocul f între flancurile canelurilorbutucului ambreiajului și ale arborelui primar cu ajutorul unei lamelecalibrate (r = 0,35 mm și f =0,015 – 0,105 mm );

-se verifică bătaia frontală a discului condus la o anumită rază, prinintroducerea unui dom canelat în canelurile butucului ambreiajului și fixarea domului între două vârfuri de centrare (figura 5.2.);

Figura 13. Dispozitiv de verificare a bătăii frontale

-la raza de 115 mm , se admite o bătaie de maximum 0,5 mm , carese citește cu ajutorul unui

comparator cu cadran;

-se verifică arcurile de presiune care trebuie să fie din aceeași gampăde sortare, măsurându-se lungimea în stare liberă și lungimea sub sarcină,montându-se arcuri care corespund

cerințelor.

b.) Asamblarea ambreiajului.

Pentru realizarea unui montaj corect și rapid se folosește un dom (WL13). Inprimul rând se montează pârghiile de debreiere, asamblate cu furcile de articulare înlocașurile discului de presiune și se asigurâ bolțurile cu cuie spintecate. După aceease monteazâ în ordine, pe dispozitivul dom (WL13), discul condus și placa depresiune cu pârghiile montate. În bosajele plăcii de presiune se introduc gamiturile termoizolante și arcurilede presiune, iar peste acestea se așază carcasa ambreiajului, astfel ca tijele furcilor dearticulare să vină în dreptul orificiilor din carcasă. Cu ajutorul dispozitivului sepresează carcasa ambreiajului, până când vine m contact cu placa dispozitivului. Se montează inelul de debreiere pe pârghii, după care se coboară tamponullimitator 6 la distanța de 75 mm de placă.

c.) Reglarea ambreiaiului. Reglarea pârghiilor de debreiere.

Aceasta constă în aducerea suprafețelor șuruburilor de reglare din capetelepârghiilor de debreiere într-un plan paralel cu suprafața rulmentului de presiune.Reglarea trebuie sâ asigure intrarea tuturor pârghiilor în contact cu rulmentul înacelași timp, fară însă să existe vreodată contact cu rulmentul de presiune m timpulmersului automobilului. Reglarea pârghiilor de debreiere se poate executa, fie în dispozitivul dedemontare-montare, fie în stare montatâ pe volantul motorului.

Dupâ reglarea pârghiilor de debreiere, se strâng complet șuruburile. Apoi seprinde capacul ambreiajului pe volantul cu șumburile, fară a strânge piulițele. Dupăaceasta, ambreiajul se instalează pe un dom cu ajutorul căruia se face centrareadiscului condus, domul îndeplinind rolul de arbore primar al cutiei de viteze (figura5.36.).

Figura 14. Reglarea pârghiilor de debreiere

Se strâng piulițele șuruburilor de prindere a capacului ambreiajului pe volant. În general, identificarea defecțiunilor care apar la ambreiaj se face pomindu-sede la cele trei simptome din funcționarea acestuia:

– decuplarea incompletă;

– patinarea ambreiajului;

-zgomote suspecte.

Se recomandă respectarea ordinii simptomelor de mai jos verifîcându-se înprimul rând funcționarea mecanismului de acționare și după aceea a ambreiajuluipropriu-zis. Defecțiunile din funcționarea mecanismului de acționare se pun înevidență prin acționarea pedalei ambreiajului și urmărirea cursei pistonului (tijei )cilindrului receptor.

În continuare vor fi prezentate simptomele ce apar în funcționarea ambreiajului:și defecțiunile prealabile aferente acestora

1 .)Ambreiajul nu decuplează sau decuplează greu:

-pierderea lichidului din rezervorul de egalizare în urma slăbirii îmbinărilor;

-defectarea pompei ambreiajului;

-defectarea cilindrului receptor,

-jocul mare la pedală;

-aer în instalația hidraulică de comandă;

-uzarea inelului de debreiere;

-rulmentul cu bile din capătul arborelui cotit este gripat;

-discul de ambreiaj are bătaie ( este deformat);

-canelurile din butucul discului de ambreiaj sau ale arboreluiambreiajului sunt uzate;

-suspensia motorului este slăbită;

-pârghiile de debreiere gripate.

2.)Ambreiajul patinează:

-joc insuficient la pedală;

-uzare mare a gamiturilor de fricțiune a discului de ambreiaj;

-gamiturile de fricțiune sunt murdare și unse;

-pârghiile de debreiere sunt reglate necorespunzător;

-arcurile de presiune au suferit deformări remanente.

3.)Ambreiajul face zgomote de debreiere:

-rulmentul de presiune este negresat sau gripat.

4.)Zgomot putemic la debreiere:

-rulmentul cu bile din capul arborelui cotit este gripat;

-arcurile amortizorului de torsiune sunt rupte sau aujoc mare;

-niturile gamiturilor de frecare sunt slâbite.

5.)Ambreierea se face cu șocuri:

-arcurile amortizomlui de torsiune sunt mpte sau prezintă deformațiiremanente;

-canelurile discului de ambreiaj sau ale arborelui primar au uzurimari.

ÎNTREȚINEREA AMBREIAJULUI

Întreținerea ambreiajului cuprinde lucrări de ungere, control-verificare șireglare. Buna funcționare a unui ambreiaj este asigurată atunci când bătaia discului,măsurată la marginea exterioară a inelului de fricțiune, nu depâșește 0,5 mm și cândambreiajul este bine reglat.

La un ambreiaj bine reglat, pedala are o cursă liberă de 20-30 mm. Acesteicurse libere îi corespunde: un joc de 2-3 mm între rulmentul de presiune și capetelepârghiilor de debreiere ( sau între rulmentul și inelul pârghiilor de debreiere ) și o cursă de 3,5-5 mm la capătul exterior al furcii de debreiere, măsurată pe tije deîmpingere a cilindrului receptor al ambreiajului. Pe măsura subțierii disculuiambreiajului, ca urmare a uzării gamiturilor de ferodou, cursa liberă a pedalei semicșorează, concomitent micșorându-se corespunzător și jocul la rulmentul depresiune. Pentru evitarea contactului permanent între pârghiile de debreiere și inelulde presiune sau rulmentul de presiune, fapt ce conduce la degradarea ambreiajului,este necesar să se restabileascâjocul respectiv la valoarea indicată de producător

VI. BIBLIOGRAFIE

1. Frățilă Gh., Calculul și construcția automobilelor, Editura Didactică și

Pedagogică, București, 1977;

2. Utaru M. , ș.a. Calculul și construcția automobilelor, Editura Didactică și

Pedagogică, București, 1982;

3. Padure Gelu, Autovehicule Rutiere, Constructie si Calcul Vol 1, Editura

politehnică, Timisoara, 2006;

4. Dragomir George, Calculul și construcția autovehiculului. Note de curs.

Universitatea Oradea, 2007;

5. Țarca I., Organe de masini. Editura Universității din Oradea, 2005;

6. Utaru M., ș.a. Dinamica autovehiculelor pe roți, Editura Didactică și

Pedagogică, Bucuresti, 1981;

7. Stoiescu A., ș.a. Mecanica automobilului, vol1. Editura Institutului

Politehnic, București, 1973;

8. Soare I., ș.a. Tehnologia repararii automobilelor. Universitatea din Brașov,

1974;

9. Rus A., Bratu I., Teoria mecanismelor și mașinilor. Editura Universitații din

Oradea, 2005;

10. Rădulescu R., Brătucu Gh., ș.a. Fabricarea pieselor auto și masurari mecanice. Editura Didactică și Pedagogică, Bucuresti, 1983;

11. Fodor D., Dinamica automobilului. . Editura Universitatii din Oradea, 2007;

12. Buzdugan Gh., Masurarea vibrațiilor mecanice. Editura Didactică și

Pedagogică, București, 1964;

13. Manea C., Stratulat M., Fiabilitatea și diagnosticarea automobilelor. Editura

Militară, București, 1982;

14. Colecție STAS – Organe de mașini, vol. I.a, București, Editura tehnică, 1983;

15. Aibăntăncei D., Soare I., ș.a. Fabricarea și repararea autovehiculelor,

Universitatea din Brașov, 1987;

16. Stoiescu A, Proiectarea performanțelor de tracțiune și consum ale automobilelor, Editura Tehnică, Bucuresti 2007;

17. Tudor A., Marin I., Ambreiaje și cuplaje de siguranța cu fricțiune. Institutul

Politehnic, București, 1985;

18. *** Colecții de standarde;

19. *** Colecții autocatalog;

20. *** Colecții reviste Automotive Engineer;

21. *** www.autouzine.ro

22. *** http//www/skoda.ro/technik_tephp?B_ID=297

23. *** http://www.mitsubishi-motors.ro/files/brosuri/Lancer-clasic.pdf

24. *** Pagini internet.

VI. BIBLIOGRAFIE

1. Frățilă Gh., Calculul și construcția automobilelor, Editura Didactică și

Pedagogică, București, 1977;

2. Utaru M. , ș.a. Calculul și construcția automobilelor, Editura Didactică și

Pedagogică, București, 1982;

3. Padure Gelu, Autovehicule Rutiere, Constructie si Calcul Vol 1, Editura

politehnică, Timisoara, 2006;

4. Dragomir George, Calculul și construcția autovehiculului. Note de curs.

Universitatea Oradea, 2007;

5. Țarca I., Organe de masini. Editura Universității din Oradea, 2005;

6. Utaru M., ș.a. Dinamica autovehiculelor pe roți, Editura Didactică și

Pedagogică, Bucuresti, 1981;

7. Stoiescu A., ș.a. Mecanica automobilului, vol1. Editura Institutului

Politehnic, București, 1973;

8. Soare I., ș.a. Tehnologia repararii automobilelor. Universitatea din Brașov,

1974;

9. Rus A., Bratu I., Teoria mecanismelor și mașinilor. Editura Universitații din

Oradea, 2005;

10. Rădulescu R., Brătucu Gh., ș.a. Fabricarea pieselor auto și masurari mecanice. Editura Didactică și Pedagogică, Bucuresti, 1983;

11. Fodor D., Dinamica automobilului. . Editura Universitatii din Oradea, 2007;

12. Buzdugan Gh., Masurarea vibrațiilor mecanice. Editura Didactică și

Pedagogică, București, 1964;

13. Manea C., Stratulat M., Fiabilitatea și diagnosticarea automobilelor. Editura

Militară, București, 1982;

14. Colecție STAS – Organe de mașini, vol. I.a, București, Editura tehnică, 1983;

15. Aibăntăncei D., Soare I., ș.a. Fabricarea și repararea autovehiculelor,

Universitatea din Brașov, 1987;

16. Stoiescu A, Proiectarea performanțelor de tracțiune și consum ale automobilelor, Editura Tehnică, Bucuresti 2007;

17. Tudor A., Marin I., Ambreiaje și cuplaje de siguranța cu fricțiune. Institutul

Politehnic, București, 1985;

18. *** Colecții de standarde;

19. *** Colecții autocatalog;

20. *** Colecții reviste Automotive Engineer;

21. *** www.autouzine.ro

22. *** http//www/skoda.ro/technik_tephp?B_ID=297

23. *** http://www.mitsubishi-motors.ro/files/brosuri/Lancer-clasic.pdf

24. *** Pagini internet.