Să se proiecteze un tractor 4x4 echipat cu un m.a.c. cu puterea nominală Pn45 kW și turația nominală nn2100 rotmin, cu 93 trepte, cu priză de putere... [304228]

UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRAȘOV

FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ

Program de studii Autovehicule Rutiere

PROIECT DE DIPLOMA

Să se proiecteze un tractor 4×4 echipat cu un m.a.c. cu puterea nominală Pn=45 kW și turația nominală nn=2100 rot/min, cu 9+3 trepte, cu priză de putere independentă și sincronă.

Coordonator:

Prof. dr. ing. NĂSTĂSOIU MIRCEA

Absolvent: [anonimizat]

2016

Rezumatul proiectului de diplomă:

[anonimizat]: [anonimizat], [anonimizat] a echipamentului de lucru și calculul productivității.

Pentru realizarea proiectului s-a luat ca produs de referință un tractor echipat cu un motor cu aprindere prin comprimare cu putere nominala Pn=45 kW și o turație nominală nn=2100 rot/min, echipat cu o cutie de viteze în 9+3 trepte.

În a doua parte a temei de proiect s-a urmărit trasarea caracteristicii teoretice de tracțiune a tractorului, [anonimizat] a caracteristicii externe a motorului. Determinarea pe cale analitică a randamentului de tracțiune a tractorului, determinarea consumului specific de combustibil, a vitezelor și a puterii necesare tractorului urmând a fi trasate grafic prin metoda grafoanalitică a cracteristicii de tracțiune.

Summary

Under the theme of the project we aim to project a [anonimizat], [anonimizat].

For the project was taken as a reference product a tractor equipped with an engine with compression ignition with nominal power Pn = 45 kW and a rated speed nn = 2100 rev / min, equipped with a gearbox 9 + 3 steps.

In the second part of the project i [anonimizat] ,mathematical modeling of the external engine characteristic. [anonimizat], speed and power required of the tractor an then going to draw grafic by graphoanalytical method.

[anonimizat]. [anonimizat]. Este, [anonimizat], [anonimizat], în transporturi.

Înainte de a [anonimizat] a [anonimizat]. Momentul

apariției tractorului este strâns legat de descoperirea și perfecționarea mașinii cu abur și a motoarelor cu ardere internă. [anonimizat], [anonimizat].

Originea cuvântului tractor vine din limba latină („ tractare”, „a trage”). Primul tractor a fost cu aburi construit in anul 1849, iar de-a lungul timpului a fost perfecționat și folosit în agricultura, construcții și multe alte domenii.

În 1876 germanul Nicolaus Otto construiește motorul cu ardere internă. În 1890 se trece la construirea pe scară largă a motorului cu ardere internă. John Freelich construiește în 1891 primul tractor echipat cu un motor Otto. Fiind prima mașină care încorporează elementele esențiale ale unui tractor:

motor cu combustie internă,

transmisie,

ambreiaj,

inversor de direcție,

bară de tracțiune.

Începand cu anul 1900 a fost introdus termenul de „tractor”. Acesta se referee la un motor de vechiul autopropulsat cu petrol. Termenul s-a generalizat și este folosit în toate țarile de limbă engleza, latină și slavă.

În anul 1912, societatea Hanomag din Hanovra-Linden, Germania își îndreaptă activitatea spre mecanizarea agriculturii printr-un tractor pentru arat, greu. Profitând de experiența câștigată din construcția de tehnică de luptă, construiește în anul 1919 un tractor cu transmisie pe lanțuri cu motor de 20CP.

Tractor marca Hanomag

Primul șasiu monobloc, din tablă va fi construit în 1913 de firma Walliss, urmându-i în 1917 Ford, prin adaptarea șasiului monobloc din fontă turnată.

Anul 1920 constituie începutul perioadei tractoarelor polivalente. Tractorul acestor ani posedă cea mai mare parte a caracteristicilor tractoarelor actuale:

piesele supuse uzurii sunt interschimbabile

ungere forțată

transmisie cu baie de ulei

cutie de viteze cu mai multe trepte

racirea motorului cu apă

filtru pentru aer

lagăre antifricțiune

priză de putere

motoare cu turație ridicată

frâna

mecanism de direcție

Tractor marca Wallis

La jumătatea acestui secol au început să se folosească în agricultură, mai întâi pentru antrenarea batozelor și apoi, au trecut la înlocuirea tracțiunii cu animale a uneltelor de pregătire a solului, de semănat, de recoltat.

Către sfârșitul secolului al XIX-lea și începutul secolului al XX-lea au început să se

construiască tractoare cu motoare cu combustie internă(de exemplu firma lui Hart Parr,în

S.U.A., tractorul lui Mamin în Rusia).

Astfel, în primăvara anului 1908 fermierii din S.U.A. posedau circa 300 tractoare agricole, în 1909 circa 600, iar în 1910 se utilizau peste 2000 de tractoare.

Tractor IAR-22

Dezvoltarea industriei de tractoare în România

În timpul regimului burghezo-moșieresc, țara noastra, deși dispunea de resurse material bogate, nu a produs tractoare, socotindu-se că existent unei asemenea industrii este justificată numa în țarile puternic industrializate. Această stare de lucruri a avut repercusiuni asupra agriculturii. Pentru numărul mic de tractoare, ce erau importate de diferiți propietari de moșii sau întreprinderi, au existat mici ateliere de întreținere și reparații.

La sfarșitul celui de al doilea război mondial, agricultura țarii noastre avea un grad de mecanizare foarte scăzut, marea majoritate a gospodăriilor agricole fiind lipsite de utilae și instalații agricole.

Primul tractor românesc a fost IAR-22 dar acesta a corespuns doar partial începutului de mecanizare a agriculturii, deoarece având forța de tracțiune la cârlig redusă, nu puteau să execute în bune condiții principalele lucrări agricole.

În anul 1951 a început fabricația în serie a tractorului pe senile KD-32 cu destinație generală. Tractorul pe KD-35 realiza 5 viteze pentru mersul înainte, cuprinse între 3,81 si 9,11 km/h și era echipat cu un motor Diesel în 4 timpi, cu 4 cilindri în linie, ce avea puterea nominal de 27,2 KW (37 CP) la 1400 rot/min. Consumul specific de combustibil era mai redus fața de tractoarele IAR-22, asigurând o însemnată economie de combustibil.

Un pas important în dezvoltarea industriei românești de tractoare l-a constituit trecerea în anul 1963 la fabricarea în serie a tractoarelor universal pe roti U-650, destinate să execute majoritatea lucrărilor agricole, precum și lucrările de transport.

Tractoarele românești s-au impus pe piața international datorită performanțelor și calității lor superioare fiind omologate și atribuindu-li-se certificate de calitate de către instituții specializate bine cunoscute din diferite țari.

Tractor U 650

Capitolul 1

Mașini pentru săparea și transportul pământurilor

Necesitatea săpării pământurilor la adâncimi relativ mici (10…30 cm), a transportului pământului săpat la distanțe nu prea mari (50…500 m ) și a nivelării pământurilor și nerentabilitatea folosirii excavatoarelor la asemenea lucrări, au determinat contruirea unor mașini care să corespundă acestor necesități. Din aceasă categorie fac parte buldozerele, autogrederele și screperele.

La această grupă de mașini poti fi adăugate și sacrificatoarele, care realizează afânarea prealabilă a pământurilor tari, precum și încărcătoarele cu o cupă, care pot executa săparea și încărcarea pământului săpat în vehicule de transport.

Avantajul principal al mașinilor de săpat, nivelat și transportat constă în faptul că pot efectua singure o serie de lucrări terasiere. Astfel, buldozerele pot fi folosite la săparea pământurilor de grosimi de 10…30 cm, la nivelarea terenurilor și la transportul pământului săpat până la 100 m, autogrederele la săparea pământurilor de grosimi de 10…20 cm și deplasarea laterală a acestora, sau la lucrări de nivelare a terenurilor orizontale și a taluzurilor, screperele la săparea pământurilor și la transportul acestora până la 500 m (screpere remorcate de tractoare pe șenile) sau chiar până la 3000 m (screpere autopropulsate sau remorcate de tractoare pe roți cu pneuri).

Pe lângă avantajele prezentate, mașinile de săpat, nivelat și transportat au și o serie de dezavantaje. Astfel, autogrederele și screperele nu pot fi folosite la lucrări în pământuri stâncoase sau înghețate, sau îm pământuri care conțin bolovani. De asemenea, pământurile de categoia III și IV trebuie să fie scarificate înainte de a fi săpate cu aceste mașini.

Buldozere

Buldozerele sunt echipamente de lucru montate la partea din față a unor tractoare.

Pe lângă faptul că sunt utilizate la lucrări de săpat, nivelat și transportat buldozerele mai pot fi întrebuințate la astuparea șanțurilor, la repartizarea zăpezii, la doborârea copacilor și la scoaterea rădăcinilor.

După echipamentul de deplasare, buldozerele pot fi pe roți cu pneuri (pe tractoare cu roți cu pneuri) sau pe șenile.

După posibilitatea de manevrare a lamei în plan orizontal, buldozerele pot fi cu lamă fixă sau cu lamă orientabilă. La buldozerele cu lamă fixă, lama are tot timpul o poziție perpendiculară pe direcția de deplasare a mașinii. La buldozerele cu lamă orientabilă lama poate fi așezata fie perpedicular, fie sub un unghi de 60… în ambele părți față de axa longitudinală a mașinii.

Contrucția buldozerelor

În figurile 1.1 și 1.2 sunt date schemele contructive ale unor buldozere pe roți cu pneuri, iar în figurile 1.3, 1.4 si 1.5, ale unor buldozere pe șenile.Toate aceste scheme se întâlnesc la diferite modele de buldozere executate la noi în țară, montate pe tractoarele U-650 (fig. 1.1), pe tractorul pe pneuri de 360 CP (fig. 1.2), pe tractorul S-650 (fig. 1.3), pe tractorul S-1500 (fig. 1.4) și pe tractorul S-1800 (fig. 1.5).

Buldozerul în ansamblu este alcătuit în principat din tractorul de bază și echipamentul de lucru. Echipamentul de lucru la rândul lui este compus din lamă ( fixă sau orientabilă) și cadru. Partea posterioară a cadrului echipamentului de lucru este montată articulat la șasiul tractorulu( fig. 1.1 și 1.2) sau la cadrul șenilor (fig. 1.3, 1.4, 1.5). Partea anterioară a echipamentului poate fi ridicată sau coborâtă cu ajutorul a doi cilindri hidraulici cu dublă acțiune.

tractorul de bază;

lamă;

cadrul echipamentului de lucru;

cilindrii hidraulici de ridicare;

pârghii auxiliare;

articulația de prindere a cadrului 3 la tractorul 1

Fig. 1.1Buldozer de 45…65 CP pe roți cu pneuri;

La buldozerele de putere până la 65 CP pe șenile, cilindrii de ridicare a echipamentului de lucru sunt fixațo articulat la cadrul șenilelor (fig. 1.3), ceea ce simplifică construcția mașinii în ansamblu.

La buldozerele de putere mai mare (fig. 1.4) cilindrii de ridicare sunt fixați de regulă la partea din față a motorului, la distanță maximă de articulațoa de prindere a cadrului echipamentului de tractor, ceea ce duce la micșorarea forțelor necesare la mecanismul de ridicare. În cazurile în care sunt necesare înălțimi mai mari de ridicare ale lamei, pentru doborârea copacilor sau a unor clădiri vechi etc., cilindrii hidraulici sunt amplasați mai în spate (fig. 1.5) și acționează echipamentul de lucru prin intermediul unor tije și al unor pârghii auxiliare.

Fig. 1.2 a) Buldozer de mare putere pe roți cu pneuri:

tractorul de bază cu șasiu articulat

lamă

cadrul echipamentului

cilindrii hidraulici de ridicare

articulația de prindere a cadrului echipamentului la tractor

articulația șasiului

Fig. 1.2 b) Buldozer de mare putere pe roți cu pneuri

a-schemă de principiu; b-ansamblul buldozerului de 360 CP

1.3Schema contructivă a buldozerului montat pe tractorul S-1300

Tractorul de bază

Lamă

Cadrul principal al echipamentului de lucru

Cilindrul de ridicare

Cadru auxiliar pentru modificarea poziției lamei în plan orizontal

Fig. 1.4. Schema constructivă a buldozerului montat pe tractorul S-1500;

Tractorul de bază

Lamă

Cadrul principal al echipamentului de lucru

Cilindru de ridicare

Cadru auxiliar pentru modificarea poziție lamei în planul orizontal

Fig. 1.5. Schema constructivă a buldozerului montat pe tractorul S-1800;

Tractor

Lamă

Cadru

Mecanism de ridicare a echipamentului

1.3 Calculul rezistențelor la săpare și determinarea puterii necesare tractorului de bază

Puterea necesară acționării tractorului de bază se calculează cu relația:

= [kW]

unde

W este rezistența totală care se opune deplasării mașinii în timpul lucrului, în daN;

– viteza de deplasare a mașinii în timpul lucrului, în km/h;

– randamentul mecanismului de deplasare.

Rezistența totală W se calculează cu formula:

W=+

Unde reprezintă rezistența la deplasare a mașinii

– .

Dar rezistența la deplasare se determină cu relația:

=(+)(

Unde

– greutatea tractorului de bază;

– greutatea echipamentului de lucru;

f – coeficientul de rezistență la deplasare (f=0,12…0,25);

– unghiul de înclinare a terenului

Fig. 1.6. Schema pentru calculul rezistențelor la săpare la buldozere.

În cazul general al lamelor suspendate, orientabile în plan orizontal și înclinabile în plan vertical (fig. 1.6), se utilizează în practică metode aproximative de calcul al rezistenței la săparea pământului – . Se consideră că aceasta depinde de rezistența la tăiere a pământului – și de rezistențele la deplasare ale prismei după direcția de lucru – , în lungul lamei – și în susul acesteia – .

Rezultă că rezistența la săpare poate fi calculată cu formula:

= + + +

Se admite ca lama de lungime l și înălțime H execută săparea unei brazde de pământ de grosime medie și că în fața lamei s-a format o prismă de pământ, care spre sfârșitul săpării are valoare maximă. Se notează cu -unghiul în plan format de direcția lamei și axa longitudinală a mașinii (unghiul de atac), cu γ – unghiul de săpare, cu δ – unghiul de frecare interioară a pământului săpat și cu µ si – coeficienții de frecare dintre pământ și teren, respectiv dintre pământ și lamă. În calcule se neglijează curbura lamei.

Rezistența la tăiere a pământului se calculează cu relația:

= k’·b·

Unde

este grosimea medie a brazdei în cazul unei secțiuni trapezoidale;

b – lățimea brazdei săpate;

k’ – rezistența speficiă la tăiere.

Valorile rezistențelor specifice la tăiere k’ , pentru acest caz sunt date în tabelul 1.1.

Lățimea brazdei săpate b este determinată de lungimea l a lamei și de unghiul de atac al acesteia (unghiul dintre direcția lamei în plan și direcția săpării). Deci

b= l·sin

Componenta se determină cu relația:

=·µ·sin

Unde reprezintă greutatea prismei de pământ formată în fața lamei spre sfârșitul perioadei de săpare, iar µ – coeficientul de frecare dintre pământul săpat și teren (µ=0,6…0,8).

CAPITOLUL 2

Încărcătoare cu o cupă

Generalități

Încărcătoarele sunt mașini de construcții utilizate la încărcarea materialelor pulverulente, fracțiunilor mărunte sau rocilor explodate din cariere și descărcarea acestora în mijloace de transport sau în buncăre. În ultimul timp ele sunt utilizate frecvent la sărarea straturilor de pământ și descărcarea acestora în mijloace de transport, sau la transportarea lor la distanțe nu prea mari și descărcarea în grămadă. Pot avea echipamente de schimb pentru încărcarea buștenilor sau pentru încărcarea materialelor în bucăți.

Pe tractoarele agricole pe roți se monteaza incarcatoarele frontale,acestea sunt echipamente simple și ieftine destinate executarii unor lucrări de materii compacte (balotate, ambalate, paletizate, containerizate, etc) cat si a materialelor vărsate, (pământ, nisip, gunoi de grajd, semințe, furaje, etc). Utilizarea acestor incaracatoare frontale se face la lucrări de încărcare-descărcare atât în agricultură cât și în alte domenii economice (gospodărie comunală, silvicultură, construcții, etc),ele fiind echipate corespunzator cu organe de lucru : cupe (de diferite forme), furci, palete, cârlige, etc.

Fig. 2.1. Distribuția calitativă a încărcătoarelor mobile (pe roți) în funcție de

ridicare și distanța de descărcare a sarcinilor

În ultima perioada in agricultură se folosesc și alte tipuri de utilaje de încărcare manipulare și descărcare pentru materiale (de exemplu, încărcătoare pe roți, încărcătoare telescopice, încărcătoare stivuitoare),încărcătoarele frontale montate pe tractoarele agricole universale sunt cele mai răspândite deoarece sursa energetică de bază din agricultură o reprezintă tractorul.

În figura 2.1. sunt prezentate comparativ domeniile de utilizare ale încărcătoarelor mobile pe roți , în funcție de distanța de manevrare pe orizontală a sarcinii și de înălțimea de ridicare. Încărcătoarele stivuitoare asigură înălțimi de ridicare relativ mari, însă distanța de deplasare (pe orizontală) a sarcinii, cu încărcătorul în staționare , este practic nulă, cu excepția unei mișcări de rotație mici a sarcinii realizată împreună cu furca (platforma) de ridicare. Din figura 1 rezultă că , încărcătoarele frontale montate pe tractor sunt plasate în domeniul mediu în ceea ce privește înălțimea de ridicare si distanța de deplasare a sarcinii pe orizontală.Înalțimile cele mai mari și distanțele de manevrare ale sarcinilor le asigură însă încărcătoarele cu graifer si încărcătoarele telescopice.

Perfecționarea atât funcțională cât și constructivă a tractoarelor agricole universale pe roți ce se obține prin creșterea puterii motoarelor generalizarea tracțiunii integrale (toate roțile motoare),dotarea cu instalații hidraulice cu puteri mărite si prevăzute cu sisteme de comandă si control modernizate precum și creșterea gradului de confort la conducerea și comanda tractorului, , au permis realizarea unor încărcătoare frontale cu performanțe constructive si funcționale ridicate.Dotarea încărcătoarelor cu organe de încărcare cu diferite forme constructive și cu diferite funcții a dus la realizarea încărcării și manevrării marii majorității a materialelor din agricultură, atât a celor sub formă vărsată cât si sub formă compactă sau ambalată.

Încărcătoarele frontale ce sunt montate pe tractoarele agricole pe roți de putere medie și mare îndeplinesc în prezent sarcini de ridicare care depășesc 20kN(cu mase peste 2000 kg). Încărcătoarele frontale în mod normal se montează pe tractoarele agricole universale cu puteri de pana la 75 kw,având o tendință de creștere a acestei puteri până la 100 kw.

Încărcătoarele cu puteri peste 100 kw sunt și ele comercializate,dar sunt relativ scumpe.De aceea pentru sarcini mari de ridicare se recomandă folosirea unor încărcătoare spcializate,având si unele avantaje economice.

Fig. 2.2. Dependența puterii motorului tractorului de sarcină (capacitate) de ridicare a cupei

Fig 2.3. Dependența masei totale a sistemului tractor-încărcător de sarcina (capacitatea) de ridicare a cupei

Organele de lucru ale încărcătoarelor frontale,realizează o sarcină de ridicare ce depinde direct de puterea motorului ce echipează tractorul. Prelucrarea statistică a datelor tehnice ale încărcătoarelor frontale realizate de firme recunocute pe plan mondial, s-a stabilit o dependență între puterea motorului tractorului și sarcina de ridicare a cupei încărcătorului (fig. 2.2). Valoarea medie a dependenței este data de linia plină,iar liniile întrerupte reprezintă abaterile (± 15%) față de valoarea medie.Analizând curba de variație a valorilor medii (linia plină) rezultă că pentru creșterea sarcinii (capacității) de ridicare a cupei încărcătorului cu 1000 kg (1 tonă) este necesară o creștere a puterii motorului de circa 29,5 kw.

Creșterea presiunii de apăsare a pneurilor roților pe sol (drum) nu trebuie sa depașească limita de 300 kPa (3 bar),atunci când greutatea totală a tractorului cumprinde și încărcătorul frontal.În acest sens roțile tractorului trebuie sa fie echipate cu pneuri cu o capacitate portantă adecvată, pentru a se asigura o bună de trecere a tractorului pe terenurile agricole. Dependența dintre masa totală a sistemului tractor-încărcător și sarcina (masa) de ridicare a cupei este prezentată în figura 2.3.Linia plină definește valoarea medie a dependenței, liniile întrerupte reprezintă abaterile (± 15%) fomeniul de variație față de valoarea medie.Analizând curba de variație a valorilor medii (linia plină) rezultă că pentru creșterea cu 500 kg (0,5 tone) a capacității de ridicare a încărcătorului, masa totală a sistemului crește cu circa 1760 kg.

O particularitate a încărcătoarelor frontale este dată de dependența dintre puterea motorului și volumul cupei montate pe brațul încărcătorului. În figura 2.4 se prezintă dependența puterii motorului de volumul cupei încărcătorului ce se considera a fi încărcată cu material standard (material cu densitatea standard, de 1600 kg/).

Fig. 2.4. Dependența puterii motorului tractorului de volumul cupei încărcătorului (pentru densitatea standard a motorului de de 1600 kg/)

Linia plină reprezintă valoarea medie a dependenței puterii motorului de volumul cupei, iar abaterile de ( ± 15%) față de valorile medii sunt limitate de liniile întrerupte. În urma analizei graficului a rezultat că la creșterea volumului cupei standard cu 0,2 puterea motorului tractorului crește cu circa 10,5 kW.

Încărcătoarele cu o cupă pot fi clasificate după mai multe criterii.

După sistemul de deplasare se deosebesc încarcătoare pe roți cu pneuri și încărcătoare pe șenile. Încărcatoarele pe roți sunt mai mobile, dar încărcătoarele pe șenile au aderență și stabilitate mai mare.

După construcția șasiului pot fi: încărcătoare cu șasiu rigid și un șasiu articulat. Încarcătoarele cu șasiu rigid sunt mai simple, dar cele cu șasiu articulat sunt mai ușor de manevrat, se înscriu în curbe cu raze mult mai mici și în consectință au un ciclu de lucru mai redus, deci realizează productivități mai mari.

Construcția și funcționarea încărcătoarelor cu o cupă

În prezent producerea încărcătoarelor frontale este desfășurată de mai multe firme specializate și firme constructoare de tractoare ce sunt destinate majorității tipurilor de tractoare fabricate în prezent pe plan internațional. Executarea încărcătoarelor frontale se realizează în diverse variante constructive și funcționale,începând de la comanda și controlul integral hidraulic sau electrohidraulic a acționării organelor de lucru și a realizării altor procese (amortizarea vibrațiilor, automatizarea unor operații funcționale și de mișcare, siguranța la răsturnare, etc,până la cele cu comandă mecanică simplă (cu zăvor) a descărcării cupei.

În figura 2.5se dă vederea de ansamblu a unui încărcător pe roti cu pneuri, iar în figura 2.6 cea a unuia pe șenile.

Încărcătorul cu o cupă este alcătuit din mașina de bază și echipamentul de lucru. Echipamentul de lucru (fig. 2.7) este alcătuit din cupa 1 și cadrul de susținere a cupei 2. Cilindrii hidraulici 3 asigură manevrarea pe vertical a întregului echipament, iar cilindrii 4 (unul sau doi) – bascularea cupei.

Fig. 2.5 Încărcător cu o cupă pe roți cu pneuri

Fig. 2.6 Încărcător cu o cupă pe șenile

Încărcătoarele frontale destinate tractoarelor sunt alcătuite dintr-un braț de ridicare 1 (fig.2.7.), ce este montat articulat pe corpul tractorului prin intermediul unui suport 2. Brațul oscilează în plan longitudinal-vertical cu ajutorul cilindrilor hidraulici 3 (câte unul pe fiecare parte). Organul de lucru (cupa) 4 se montează la capătul brațului 1, descărcarea materialelor făcându-se prin rotirea (bascularea) organului de lucru 4 (cu unghiul α), prin intermediul cilindrului hidraulic 5. Pentru asigurarea stabilității longitudinale (în lucru si deplasare) a sistemului tractor-încărcător, pe mecanismul de suspendare din spate al tractorului se montează, în consolă, o contragreutate 6.

Fig. 2.7 Schema constructivă și parametrii funcționali de bază ai încărcătorului frontal

Pentru protecția părții frontale a tractoarelor de eventuale contacte (loviri) cu cu pereții benelor mijloacelor de transport sau ca urmare a căderii de materiale din organele de lucru, în partea frontală a tractorului se montează un scut (apărătoare) 7. Între vârful organului de lucru rotit cu unghiul α și partea cea mai din față (partea frontală) a tractorului pentru descărcarea materialului există o distanță C determinată,denumită distanță de descărcare,valoarea căreia depinde de construcția tractorului utilizat (C=0,5…0,9 m).

În cazul în care la brațul încărcătorului se montează ca și organ de lucru o lamă de săpare (lamă ușoară de buldozer), încărcătorul frontal poate fi folosit și la lucrări de săpare superficială a solului pe o adâncime cuprinsă în limitele: D=10…20 cm.

Un încărcător frontal are o caractersitică importantă,ce este reprezentată de înălțimea A de ridicare a sarcinii, ce descrie distanța dintre suprafața terenului și punctul de articulație (de rotație) a organului de lucru în poziție maximă de ridicare a brațului (A=2,5…3,5 m).

După încărcarea cu material, organul de lucru (cupa) se rotește cu un unghi mic β, (spre brațul încărcătorului) pentru a evita căderea materialului în timpul ridicării cupei încărcate și transportului până la locul de descărcare.

Organele de lucru să nu își modifice înclinarea (deoarece apare pericolul alunecării și căderii materialului încărcat) la ridicarea brațului încărcătorului este necesară asigurarea unei mișcări plan-paralele a organului de ridicare (cupei) în procesul ridicării. Asigurarea mișcării plan-paralele se face cu un mecanism paralelogram mecanic, combinat cu un cilindru hidraulic 5, care comandă și rotirea cupei 4 ( cu unghiurile α și β menționate in fig.1.5.). Rotirea brațului 1 al încărcătorului se face cu cilindrul hidraulic de bază 2.

Mișcarea plan-paralelă se poate realiza și automat, pe cale hidraulică, prin modificarea corespunzătoare a lungimii cilindrului hidraulic 5 alcupei, în funcție de lungimea cilindrului 3 de ridicare a brațului (prin transferul corespunzător de lichid între camerele de lucru ale cilindrului cupei 5 si al cilindrului de ridicare 3.

Fig. 2.8 Forme constructive de bază pentru brațele încărcătoarelor frontale

Brațele încărcătoarelor (fig.2.8) sunt construite de regulă, din două lonjeroane (câte unul pe fiecare parte a tractorului), unite între ele cu bare transversale (tranverse). La un capăt brațul are două lagăre pentru montarea în bolțurile de oscilație plasate pe suportul fixat pe corpul tractorului iar la celălalt capăt este prevăzut cu ochiuri sau cârlige de montare (cuplare) a organelor de lucru. Lonjeroanele brațului pot fi realizate din vedere constructiv din țeavă deformată (fig. 2.8.a), din profile tubulare (cu secțiune dreptunghiulară) în construcție sudată (fig. 2.8.b) sau sub formă de grindă cu zăbrele (fig. 2.8.c). Cele mai răspândite tipuri de brațe de ridicare utilizate la construcțiile actuale de încărcătoare frontale, sunt cele de construcție studiată (fig. 2.8.b), care în general, au masa cuprinsă în limitele 500…600 kg.

Fig. 2.9 Sisteme de montare (cuplare) rapidă la tractor a încărcătoarelor frontale

Sistemele de montare (cuplare) a brațelor încărcătoarelor la corpul tractorului sunt alcătuite din elemente constructive care permit cuplarea și decuplarea ușoară și rapidă a brațului si asigurarea (zăvorârea) acestei legături. . În cazul în care pe tractor nu se monteaza încărcătorul frontal, aceste sisteme trebuie să permită decuplarea rapidă și ușoară a brațului de la consolele existente pe tractor și sprijinirea (rezemarea) brațului după demontare pe un suport stabil. În figura 2.9 sunt prezentate două sisteme de bază utilizate pentru montarea brațelor încărcătorului.

-în cazul sistemului A (fig. 2.9.a), brațul 1 al încărcătorului se montează pe corpul tractor cu ajutorul unei console 5 (fixată pe corpul tractorului) și a unei rame de legătură 6 (fixată pe brațul încărcătorului 2). În vederea cuplării, tractorul se deplasează spre brațul 1 al încărcătorului (poz. 1) până când bolțurile de cuplare existente pe rama de legătură 6 intră în cârligele consolei 5 (montată pe corpul tractorului). După cuplare se produce fixarea (zăvorârea) automată a bolțului în cârligele de cuplare.

-în cazul sistemului B (fig. 2.9.b), pe tractor găsim fixate doar elementele de cuplare (cârligele) 5, iar rama de legătură cu cârligele este realizată sub forma unei console 6, montată la brațul încărcătorului. În acest caz, după demontare pe tractor rămân în permanență doar cele 4 elemente (cârlige) de cuplare 5 (câte două pe fiecare parte).

Există diferite variante de realizare a echipamentului de lucru( fig 2.10, a b c d e ). Astefel, se poate efectua bascularea cupei cu o singură pârghie ( într-o singură treaptă), așa cum se prezintă în figurile 2.10 (a,b,c) sau cu două pârghii (în două trepte) , așa cum se vede în figurile 2.10 (d,e).Sistemele în două trepte sunt ceva mai complicate dar asigură unghiuri mai mari de basculare a cupei, la curse relative mici ale cilindrilor hidraulici. În ambele cazuri cilindrii hidraulici de basculare pot fi amplasați fie deasupra, fie sub echipamentul de lucru.

După cum se poate observa în figurile 2.10 (c,d), amplasarea cilindrilor de basculare sub cadrul echipamentului asigură bascularea înapoi a cupei prin acționarea presiunii uleilui pe suprafața mare a pistonului, realizând altfel forțe mai mari în acest mecanism.

Fig. 2.10 Variante de echipamente de lucru ale încărcătoarelor cu o cupă

1-cupă

2-braț

3-cilindru de basculare a cupei

4-cilindru de ridicare a echipamentului

În figura 2.11 se dă schema sistemului hidraulic de acționare a unui încărcător cu o cupă. Procesul de lucru cuprinde următoarele operații:

cu echipamentul de lucru coborât, prin deplasarea înainte a mașinii, se realizează săparea stratului de pâmănt sau pătrunderea cupei în material până se umple cupa;

cu cilindrii 4 (fig. 2.10) se basculează cupa spre partea posterioară; cu cilindrii hidraulici 3 se execută ridicarea întregului echipament;

cu materialul în cupa ridicată se manevrează întreaga mașină către punctul de descărcare; în timpul ridicării echipamentului, de regulă, nu se acționează cilindrii de basculare, deoarece sistemul de bare articulate dintre cupă, braț și cilindrii 4 asigură poziția aproximativ orizontală a cupei în timpul ridicării;

după ce cupa a ajuns la înălțimea de descărcare, cu cilindrii se basculeaza cupa spre partea anterioară și materialul din ea cade liber în vechiculul de transport sau în grămadă.

Fig. 2.11 Schema sistemului hidraulic de acționare a unui încărcător cu o cupă

Determinarea principalilor parametrii ai încărcătoarelor cu o cupă

Principalii parametrii ai încărcătoarelor cu o cupă sunt următorii:

Capacitatea cupei

Greutatea de exploatare

Forța de impingere maximă

Vitezele de lucru

Forța specifică de pătrundere

Capacitatea nominală de ridicare se determină din condiția de stabilitate a mașinii cu cupa plină la deschiderea maximă (fig. 2.12).

Având în vedere că mașina se și deplasează, se ia un coeficient de siguranță egal cu 2. Deci rezultă:

= · =0.25 G=0,25 8000=2000[daN]

Forța se presupune că acționează în centrul de greutate al cupei de bază.

Capacitatea cupei de bază se determină în funcție de capacitatea de ridicare pentru materiale pulverulente sau mărunte cu greutatea volumică = 1600 daN/. Deci,

= = = 1 []

Unde reprezintă coeficientul de umplere al cupei ( ≈ 1,25).

Greutate constructivă a echipamentului de încărcare se determină în funcție de greutatea tractorului de bază cu relația:

== [daN]

Unde = 0,225…0,35

Greutatea de exploatare a încărcătorlui se determină cu relația:

= (1,25…1,35)(+)=1.30 8500=11050[daN]

2.12 Schemă pentru determinarea capacității nominale a cupei

Unde:

reprezintă greutatea combustibilului, a uleiului și a altor instrumente de lucru și piese aflate pe mașină.

Forța de împingere a încărcătorului (dată de puterea motorului de bază) și (din condiția de aderentă) se calcuzează cu formulele:

= -·f = -·0.4=17.62 [daN]

= · =110.5·0.75=82.87[daN]

unde:

– puterea maximă efectivă a motorului în kW;

V – viteza de deplasare a mașinii în timpul pătrunderii cupei în material sau al săpăii, în km/h

– patinarea (de calcul); pentru transmisii mecanice se ia 0,07; pentru transmisii hidromecanice se ia 0,20;

– randamentul transmisiei (orientativ pentru transmisii hidromecanice – 0,6…0,75);

f – coeficientul de rezistență la deplasre ( pentru deplasare pe șenile 0,6…0,1; pentru deplasare pe pneuri 0,03…0,4).

Vitezele de lucru ale încărcătorului în timpul pătrunderii cupei în material sunt de 3,0…4,0 km/h, iar la deplasarea înapoi au valori cu 25…40% mai mari.

Forța specifică de pătrundere a cupei în material se determină în funcție de forța de tracțiune maximă și de lățimea cupei B:

= =41.43[daN]

Această forță specifică trebuie să fie mai mare sau cel puțin egală cu rezistența specifică de pătrundere pentru diferite materiale.

≥ ,

Unde

= 25…40 daN/cm pentru materiale pulverulente sau abrazive în bucăți mici;

= 40…70 daN/cm pentru roci explodate.

Calculul mecanismelor de acționare a echipamentului de lucru

2.4.1. Calculul mecanismului de basculare a cupei. Forțele maxime în cilindrii de basculare a cupei pot apărea în momentul în care cupa se află în material la nivelul terenului și se execută bascularea ei spre înapoi (fig. 2.13). Rezultă:

=(·+·)·

Unde

= · ; = ·

Fig. 2.13 Schemă pentru calculul forței maxime în cilindrii de basculare a cupei.

– reacțiunea maximă a mediului se determină din condiția de stabilitate a întregii mașini cu relația:

==4433cm

Unde:

– greutatea întregului echipament de lucru

– greutatea cupei;

– coeficient de siguranță care ține seamă de pierderile în cilindrii hidraulici și în articulații.

2.4.2 Calculul mecanismului de ridicare a echipamentului de lucru.

Forțe maxime în cilindrii hidraulici de ridicare echipamentului de lucru pot apărea în 2 poziții și anume:

Ridicarea echipamentului la începutul procesului de pătrundere a cupei, când la muchia tăietoare a cupei a apărut un obstacol ;

Ridicare echipamentului cu cupa plină la deschiderea maximă pentru descărcarea acesteia în vehiculul de transport.

În primul caz (fig. 2.14) forța din cilindrii de ridicare se determină din suma de momente față de O cu relația:

==203 [bar]

Unde

reprezintă reacțiunea din cilindrii de ridicare a cupei:

· + · =200[bar]

Fig. 2.14. Schemă pentru calculul forței în cilindrii de ridicare a brațului (poziția II).

Ipoteze de calcul al echipamentului de lucru

Există trei poziții în care pot apărea solicitări maxime în diferitele elemente ale echipamentului de lucru.

Prima poziție consideră că încărcătorul lucrează pe un teren orizontal și că extremitatea cupei se lovește de un obstacol (fig. 2.15, a).

În acest caz reacțiunea obstacolului se calculează cu formula:

= +

Unde este reacțiunea dată de împingerea statică, iar – reactiunea dată de împingerea dinamică:

;

Fig. 2.15 Poziții de calcul al echipamentului de lucru la încărcătoarele cu o cupă

unde

v – viteza de deplasare a mașinii în momentul întâlnirii obstacolului

M – masa echivalentă a încărcătorului cu luarea în considerație a maselor în rotație ale motorului și transmisiei;

c – coeficientul echivalent de rigiditate

c= ;

– coeficientul de rigiditate a echipamentului de lucru, care se ia orientativ 0,1 daN/cm pentru fiecare daN de greutate a încărcătorlui;

– coeficientul de rigiditate al obstacolukui (tabelul 2.1).

A doua poziție presupune că în timpul lucrului, în momentul pătrunderii cupei în material, acționându-se cu forța maximă în cilindrii de basculare, tractorul se înclină spre înainte. Reacțiunea mediului exterior acționeaza asupra extremității laterale a lamei (fig. 2.15, b).

Tabelul 2.1

În acest caz reacțiunea orizontală este dată de relația:

= ·=

iar cea pe verticală

= .

A treia poziție presupune că în timpul lucrului se încearcă o adâncime a cupei în pământ, dar, datorită rezistenței mari a terenului, tractorul se înclină spre înapoi (fig. 2.15, c).

Calculul productivității încărcătoarelor cu o cupă

Productivitatea încărcătoarelor cu o cupă poate fi determinată cu următoarea relație:

· · =94,4 [daN/h]

unde

– 1600 daN/ ; ;= 0,8…0,85;

T – durata ciclului de lucru al mașinii, în s:

T=,

– timpul de pătrundere a cupei în material (sau de săpare);

– timpul de ridicare a cupei;

– durata manevrelor mașinii (inclusiv deplasarea și revenirea);

– timpi auxiliari de manevrare a cupei și echipamentului.

CAPITOLUL 3

PRIZA DE PUTERE

3.1 ROLUL ȘI CLASIFICAREA PRIZELOR DE PUTERE

Priza de putere servește pentru acționarea diverselor mașini agricole,combine de cereale, combine de siloz, cositori, mașini administrat îngrășăminteorganice și minerale, mașini de combaterea bolilor și dăunătorilor și alte mașini,dar nu numai, fiind intalnita foarte raspandita si in echiparea autocamioanelor demare tonaj pe care sunt montate macarale, elemente de basculare si ridicare.

Prizele de putere sunt echipamente de lucru destinate transmiterii puterii de la motorul tractorului la organele de lucru ale mașinilor și utilajelor cu care tractorul lucrează în agregat.

Clasificarea prizelor de putere se poate face după mai multe criterii, și anume:

a) Clasificarea după modul de transmitere a energiei de la motorul tractorului la organele de lucru ale mașinii:

prize de putere mecanice;

prize de putere hidraulice;

prize de putere electrice.

Prizele de putere mecanice realizează transmiterea energiei motorului tractorului printr-o transmisie mecanică, antrenarea utilajelor făcându-se prin intermediul unui arbore de ieșire denumit arborele prizei de putere (APP).

Prizele de putere hidraulice realizează transmiterea energiei motorului tractorului la o pompă hidraulică, de la care, prin intermediul unei instalații hidraulice, se acționează motoarele hidraulice (cilindrii, motoare rotative) aflate pe tractor sau pe mașinile cuplate la tractor (fig. 3.1). Aceste prize se găsesc pe toate tractoarele actuale (de exemplu, toate tractoarele au cilindri hidraulici care, de fapt, folosesc prize hidraulice).

P – pompă hidrostatică cu debit variabil;

M – motor hidrostatic;

A.P.P. – arborele prizei de putere;

M.A.I. – motor cu ardere internă.

Fig. 3.1. Schema prizei de putere hidrostatice

Prizele de putere electrice realizează transmiterea energiei motorului tractorului la un generator electric și, în continuare, la electromotoarele de acționare aflate pe mașinile cuplate la tractor (fig.3.2). Aceste prize de putere se utilizează, în special, la tractoare cu transmisii electrice.

G – generator electric;

M – motor electric;

A.P.P. – arborele prizei de putere;

M.A.I. – motor cu ardere internă.

Fig. 3.2. Schema prizei de putere electrice

În prezent, tractoarele agricole sunt echipate în mod obligatoriu cu prize de putere mecanice.

În raport cu corpul tractorului, arborii de ieșire ai prizelor pot fi plasați în spate, lateral și în fața tractorului.

Conform standardelor naționale și internaționale actuale, plasarea în spate a arborelui prizei de putere (APP) este obligatorie. Pentru arborii prizei de putere plasați în față sau lateral sunt norme de standardizare specifice.

b) Clasificare în funcție de caracterul turației realizate:

prize de putere cu turație constantă (prize de putere normale);

prize de putere cu turație sincronă (prize de putere sincrone);

prize de putere combinate (mixte).

Prize de putere cu turație constantă, denumite prize de putere normale, sunt prizele de putere la care arborele se rotește cu turație constantă și în același sens, indiferent de treapta din cutia de viteze și indiferent de sensul de deplasare a tractorului (cu condiția ca turația motorului să fie constantă). Turațiile arborelui prizei de putere sunt reglementate prin standarde naționale și internaționale. În funcție de numărul de trepte de turație realizate, prizele de putere normale pot fi cu o singură treaptă, cu două sau cu patru trepte (mai rar, și cu trei trepte).

Prizele de putere sincrone sunt prizele la care arborii de ieșire se rotesc cu o turație proporțională cu turația roților motoare, adică turația lor este sincronizată cu viteza și sensul de deplasare a tractorului. Aceste prize se folosesc pentru antrenarea unor mașini și utilaje ale căror organe de lucru trebuie să execute un anumit număr de operații pe o distanță de deplasare dată (de exemplu, pentru mașinile de plantat răsaduri). De asemenea, prizele de putere sincrone se folosesc pentru antrenarea punților motoare (active) ale remorcilor și semiremorcilor.

În cazul ideal, priza de putere normală trebuie să îndeplinească următoarele patru condiții:

pornirea și oprirea tractorului fără oprirea organelor de lucru ale mașinilor agricole;

demararea prealabilă a organelor de lucru ale mașinilor agricole și apoi pornirea și demararea întregului agregat;

schimbarea vitezelor de deplasare a tractorului fără oprirea organelor de lucru ale mașinilor;

pornirea și oprirea organelor de lucru ale mașinilor fără oprirea tractorului.

După modul în care îndeplinesc condițiile enumerate mai înainte, prizele de putere normale se clasifică în următoarele tipuri principale:

prize de putere dependente, care nu îndeplinesc nici una din condițiile amintite. Antrenarea arborelui prizei de putere se întrerupe o dată cu decuplarea ambreiajului principal;

prize de putere semiindependente, care permit îndeplinirea parțială a condițiilor impuse (în general, primele trei condiții);

prize de putere independente care permit îndeplinirea integrală a celor patru condiții. Antrenarea arborelui prizei de putere nu este influențată de decuplarea ambreiajului principal.

În continuare, clasificarea prizelor de putere este exemplificată prin scheme de principiu

A1 – ambreiajul principal;

CV – cutia de viteze;

RPP – reductorul prizei de putere; APP – arborele prizei de putere.

Fig. 3.3. Schema prizei de putere dependente

În figura 3.3 este reprezentată schema unei prize de putere dependente. Este evident că prin decuplarea ambreiajului principal A1 se întrerupe și acționarea arborelui prizei de putere. Așadar, funcționarea prizei de putere este influențată de ambreiajul principal.

Schema din figura 3.4 reprezintă o priză de putere semiindependentă, care permite îndeplinirea parțială a condițiilor menționate mai sus. De exemplu, prin decuparea ambreiajului suplimentar A2 pot fi schimbate treptele în cutia de viteze fără a întrerupe funcționarea prizei de putere.

A1 – ambreiajul principal;

A2 – ambreiajul suplimentar;

CV – cutia de viteze;

RPP – reductorul prizei de putere;

APP – arborele prizei de putere.

Fig. 3.4. Schema prizei de putere semiindependente

Schema din figura 3.5 permite realizarea unei prize de putere independente. Această priză este acționată, în acest caz, direct de arborele cotit. Ambreiajul suplimentar A2 permite cuplarea progresivă a arborelui prizei de putere și întreruperea temporară a funcționării acesteia.

A1 – ambreiajul principal;

A2 – ambreiajul suplimentar;

CV – cutia de viteze;

RPP – reductorul prizei de putere;APP – arborele prizei de putere.

Fig. 3.5. Schema prizei de putere independente

Schema prizei de putere independente din figura 3.6 este principial identică cu cea din figura

3.5, diferența constând în soluția constructivă diferită de antrenare a prizei de putere de către

motor. Priza de putere a tractorului HART 200 este realizată după această schemă.

A1 – ambreiajul principal;

A2 – ambreiajul suplimentar;

CV – cutia de viteze;

RPP – reductorul prizei de putere;

APP – arborele prizei de putere.

Fig. 3.6. Schema prizei de putere independente

Analizând schema din figura 3.7 nu se poate trage concluzia asupra tipului prizei. Mai este necesar să se cunoască modul de decuplare al ambreiajului dublu A1-A2. Dacă cele două ambreiaje se decuplează în serie (v. subcap.6.3), priza de putere este semiindependentă, iar dacă decuplarea lor se face în paralel, priza de putere este independentă.

A1 – ambreiajul principal;

A2 – ambreiajul prizei de putere;

CV – cutia de viteze;

RPP – reductorul prizei de putere; APP – arborele prizei de putere.

Fig. 3.7. Schema prizei de putere cu ambreiaj dublu

Schema din figura 3.8 diferă de cea din figura 3.7 prin ordinea de plasare diferită a celor două ambreiaje: lângă volant este plasat ambreiajul prizei de putere, iar după el ambreiajul principal. Această soluție constructivă este folosită, de exemplu, la familiile de tractoare U 445 (cu ambele variante de ambreiaj dublu), U 850 și U 1010 (cu decuplarea în paralel a ambreiajelor).

A1 – ambreiajul principal;

A2 – ambreiajul prizei de putere;

CV – cutia de viteze;

RPP – reductorul prizei de putere; APP – arborele prizei de putere.

Fig. 3.8. Schema prizei de putere cu ambreiaj dublu

În continuare, sunt prezentate două scheme pentru prize de putere sincrone. Constructiv, aceste prize se caracterizează prin:

sunt acționate de arborele secundar al cutiei de viteze sau de un arbore plasat după acesta;

raportul de transmitere dintre arborele primar al transmisiei prizei de putere sincrone și arborele prizei de putere este constant.

În figura 3.9 este dată schema unei prize de putere sincrone, acționată de arborele secundar al cutiei de viteze. Această variantă, sub diferite forme constructive, este folosită la toate tractoarele românești pe roți.

A1 – ambreiajul principal;

CV – cutia de viteze;

RPP – reductorul prizei de putere;

APP – arborele prizei de putere.

Fig. 3.9. Schema prizei de putere sincrone

Priza de putere sincronă din figura 3.10 este acționată de coroana transmisiei centrale, prin aceasta asigurându-se sincronismul dintre turația arborelui prizei de putere și viteza de deplasare a tractorului.

A1 – ambreiajul principal;

CV – cutia de viteze;

APP – arborele prizei de putere.

Fig. 3.10. Schema prizei de putere sincrone cu antrenarea de la coroana transmisiei centrale

În general, pentru universalizarea tractoarelor pe roți, se utilizează prize de putere combinate (normale și sincrone). Pentru exemplificare, în figura 3.11 este reprezentată schema prizei de putere utilizată la familia de tractoare U 650. Prin deplasarea manșonului de cuplare spre stânga (în sensul S), se obține priza de putere sincronă, iar prin deplasarea manșonului în sens opus (sensul N), se obține priza de putere normală, în acest caz – independentă. Dacă frâna F1 este strânsă, iar F2 –liberă, arborele prizei de putere este acționat. Invers, dacă frâna F1 este liberă, iar F2 – strânsă, arborele prizei de putere este frânat. Cele două frâne funcționează în opoziție, fiind acționate de la același organ de comandă. Frâna F1 îndeplinește și rolul ambreiajului suplimentar A2 din schemele anterioare. De exemplu, prin strângerea progresivă a acestei frâne, se antrenează progresiv arborele prizei de putere. Frâna F2 are rol de protecție: împiedică rotirea arborelui prizei de putere în starea decuplată a prizei (arborele prizei de putere ar putea fi acționat de frecările interne din reductor).

A – ambreiajul principal;

CV – cutia de viteze;

APP – arborele prizei de putere;

F1 – frână de blocare a reductorului planetar; F2 – frână de blocare a arborelui prizei de putere

Fig. 3.11. Schema prizei de putere combinate

3.2.PARAMETRII CONSTRUCTIVI ȘI FUNCȚIONALI AI PRIZELOR DE PUTERE

Acești parametri trebuie să se încadreze în norme și standarde internaționale și naționale, în ceea ce privește turația și sensul de rotație, dimensiunile constructive și amplasarea pe tractor a arborelui prizei de putere.

În prezent, pe plan internațional sunt standardizate două turații nominale pentru turația arborelui prizei de putere: 540 și, respectiv, 1000 rot/min. Sensul de rotație al arborelui prizei de putere este cel orar pentru un observator care este plasat în spatele tractorului și privește în direcția de mers înainte a tractorului.

Turația nominală a arborelui prizei de putere este obținută la o turație a motorului de 80…90% din turația sa nominală.

În cazul prizelor de putere sincrone, arborele de ieșire al prizei trebuie să asigure un anumit număr de rotații pe o distanță de 1 m parcursă de tractor. În prezent, sunt standardizate pe plan internațional două game de turații pentru prizele de putere sincrone: 3,3…3,5 rot/m și, respectiv, 6,1…6,5 rot/m.

Parametrii arborilor prizei de putere plasați în spatele tractorului sunt standardizați prin STAS 8802. Conform acestui standard, sunt trei tipuri constructive de arbori, în funcție de puterea transmisă (v. tab. 3.1)

Tabelul 3.1

Tipurile de arbori ai prizelor de putere în funcție de puterea transmisă

Arborii de tipul 1 au caneluri dreptunghiulare cu dimensiunile

în care: z este numărul canelurilor;

d – diametrul interior al canelurilor;

D – diametrul exterior al canelurilor.

Arborii de tipul 2 și 3 au caneluri în evolventă. În tabelul 1.2 sunt dați principalii parametri ai acestor caneluri.

Tabelul 3.2

Principalele elemente ale canelurilor arborilor prizelor de putere de tipul 2 și 3.

Ținând seama de relațiile pentru parametrii p și m, respectiv:

și

se poate obține relația de legătură între cei doi parametri:

unde d este diametrul de divizare al canelurilor, în mm.

Alte elemente standardizate ale prizelor de putere sunt (fig. 3.12):

poziția arborelui prizei de putere față de planul longitudinal de simetrie al tractorului, reprezentată în figură prin cota e (e = ±50 mm);

poziția arborelui prizei de putere față de sol (cota nominală h ia valori între limitele hmin și hmax);

poziția arborelui prizei de putere față de bara de tracțiune, reprezentată în figură prin cota A;

zona de protecție în jurul arborelui prizei de putere.

În cazul prizelor de putere cu două turații standard, arborii prizelor de putere pot avea două ieșiri, utilizând câte un arbore corespunzător fiecărei turații sau o singură ieșire pentru ambele turații, montând arborele corespunzător turației respective. Ultima variantă este aproape generalizată.

Fig. 3.12. Zona de plasare a arborelui prizei de putere

În figura 3.13 este reprezentată schema funcțională a unui reductor cu două trepte de turație pentru priza de putere. Trecerea de la o turație la alta se realizează prin înlocuirea arborelui prizei de putere. Arborele prizei de putere APP1, corespunzător turației n = 540 rot/min, este antrenat prin caneluri cu raportul de transmitere . Arborele prizei de putere APP2, corespunzător turației n = 1000 rot/min, este antrenat direct de arborele de intrare 1 (i2 = 1).

Fig. 3.13. Schema funcțională a unui reductor cu două trepte de turație pentru priza de putere:

a – obținerea turației de 540 rot/min; b – obținerea turației de 1000 rot/min.

O altă variantă de acționare a arborelui prizei de putere cu două trepte de turație este

reprezentată în figura 3.14.

Fig. 3.14. Schema cinematică a reductorului cu două trepte de turație pentru priza de putere utilizată la tractoarele U 850 si U 1010.

In cazul forțelor de tracțiune mici, când puterea motorului nu este folosită complet,

motorul trebuie să funcționeze la sarcini parțiale, cu turații reduse cu până la 40% din turația

nominală. În acest mod se reduce consumul specific de combustibil al motorului, insă

concomitent se reduce si turația la arborele prizei de putere față de turația standard. Pentru a

elimina acest dezavantaj, se folosesc din ce în ce mai mult prize de putere suplimentare, asa

zise prize economice. Prizele de putere suplimentare (economice) permit modificarea

raportului de transmitere în transmisia prizei de putere, compensând în acest mod reducerea

turației motorului. Ele au turații mai mari decât cele standardizate corespunzătoare, însă, prin

reducerea turației motorului se obțin turațiile standard.

În figurile 3.15 si 3.16 sunt reprezentate schemele cinematice ale transmisiilor prizelor

de putere cu patru trepte de durație (540, 750, 1000 si 1400 rot/min). Modul de obținere a

acestor trepte rezultă din schemele respective.

Fig. 3.15. Schema cinematică a transmisie prizei de putere cu patru trepte de turație utilizată de firma Deutz-Fahr la modelele Agrotron de 50…114 kW.

Fig. 3.16. Schema cinematică a transmisie prizei de putere cu patru trepte de turație utilizată de firma Fendt la modele Favorit.

CAPITOLUL 4

ALEGEREA SCHEMEI CINEMATICE

La tractoarele de putere mică și mijlocie (de regulă sub 120 kW) s-a extins foarte mult folosirea soluției 4×4 cu roți neegale, puntea din față fiind directoare. Răspândirea mare a tractoarelor 4×4 se explică prin faptul că, în condițiile unei tipizări largi a producției, se obțin foarte ușor ambele variante constructive (4×2 și 4×4) ale aceluiași tractor. Transmisiile acestor tractoare diferă de cele ale tractoarelor 4×2 prin aceea că mai apare o transmisie pentru puntea din față.

În figura 4.1 este reprezentată schema cinematică a transmisiei tractorului, cu două punți motoare .

1-Ambreiaj dublu cu decuplare în paralel; 2-Cutie de viteze compusă (3+1 trepte);

a- Ambreiaj principal; b- Ambreiajul prizei de putere;

3-Frână disc de parcare;4-Angrenaj priză de putere;5-Transmisie centrală;

6-Diferențial cu blocare facultativă; 7-Frână disc serviciu;

8-Transmisie finală planetară; 9-Reductorul prizei de putere cu 2 turații;

10-Reductor lateral cu cuplare facutativă a punții fată

11-Arbore antrenare punte față; 12 – Diferențial punte față; 13- Diferențial punte față;

14-Cuplaj unghiular sincron;15- Transmisie finală;

Schema cinematică a tractorului a tractorului U850 DT a fost modificată,

Schema cinematică a tractorului U850 DT și U 1010 DT, de asemenea, se deosebește de cea corespunzătoare tractoarelor U 850 și U1010 prin adăugarea transmisiei punții din față ( cu antrenare centrală). Puntea din față a acestor tractoare are următoarele caracteristici: grup conic cu dantură Gleason; diferențial cu patru sateliți; reductoare în butucii roților; cuplaje unghiulare sincrone executate sub forma unor articulații cardanice duble; comanda cuplării și decuplării punții se face facultativ printr-o manetă separată.

CAPITOLUL 5

CARACTERISTICA TEORETICĂ DE TRACȚIUNE A TRACTOARELOR CU TRANSMISIE MECANICĂ

5.1 definirea caracteristicii de tracțiune

Calitățile de tracțiune și economice ale tractorului pentru regimul nominal și, de asemenea, pentru toate regimurile diferite de acesta se determină cu ajutorul caracteristicii de tracțiune. Caracteristica de tracțiune (sau diagrama de tracțiune) se construiește în funcție de forța de tracțiune Ft, paralelă cu solul, (respectiv forța motoare Fm), pentru cazul exploatării tractorului pe un teren orizontal, într-un regim stabilizat (v = const.). Ea cuprinde reprezentarea grafică a următoarelor funcții:

– patinarea în funcție de forța de tracțiune;

– viteza reală în funcție de forța de tracțiune;

– puterea de tracțiune în funcție de forța de tracțiune;

– consumul specific de combustibil, raportat la puterea de tracțiune, în funcție de forța de tracțiune.

La aceste curbe se mai adaugă, adesea, curba consumului orar de combustibil: . Cu excepția patinării, toate celelalte mărimi depind de treapta de viteză și, de aceea, curbele lor de variație se trasează pentru fiecare treaptă. Caracteristica de tracțiune depinde de tipul tractorului, de parametrii lui constructivi și de exploatare și de felul terenului: beton, drum de pământ, miriște, ogor etc.

De obicei, caracteristica de tracțiune se utilizează pentru ilustrarea rezultatelor încercărilor efectuate în condiții reale de drum sau de câmp, în care caz se numește caracteristică de tracțiune experimentală. Caracteristica de tracțiune construită pe cale analitică și grafo-analitică se numește teoretică.

În continuare, se prezintă metodica de obținere a caracteristicii teoretice de tracțiune.

Pentru construcția acestei caracteristici sunt necesare următoarele date:

condiții agrotehnice impuse tractorului: condițiile de exploatare ale tractorului (drumurile și solurile tipice, caracteristicile lor fizico-mecanice), sistema de mașini și utilaje cu care va lucra (forțele lor de rezistență), gama vitezelor lente, de lucru și de transport, ponderea puterii transmisă prin priza de putere etc.;

date pentru calculul de tracțiune al tractorului ce se proiectează: greutatea tractorului (de exploatare și de aderență), tipul mecanismului de propulsie (pe roți sau pe șenile), raza roților motoare, numărul și valoarea vitezelor teoretice de deplasare, randamentul ansamblurilor transmisiei;

caracteristica de regulator a motorului. În cazul montării pe tractorul ce se proiectează a unui motor nou, caracteristica lui se obține prin metodele din teoria motoarelor, iar în cazul utilizării unui motor din producția de serie, se folosește caracteristica acestuia obținută pe standul de probă;

caracteristica patinării sistemului de propulsie. Dacă există prototipul tractorului ce se proiectează, din aceeași clasă de tracțiune cu un sistem de propulsie asemănător și cu o greutate apropiată, se utilizează curba patinării obținută prin încercările de tracțiune. Dacă însă la proiectare nu există un tractor asemănător, atunci curba patinării se obține prin metode analitice.

5.2 MODELAREA MATEMATICĂ A CARACTERISTICII EXTERNE A MOTORULUI DE TRACTOR

Dacă există caracteristica de turație (caracteristica externă) a motorului montat pe tractorul a cărui caracteristică de tracțiune se determină, atunci prin diverse metode matematice (de exemplu, prin metoda Regresiei polinomiale din MathCAD) se obține expresia analitică a curbelor: Me = f(n) – momentul efectiv, funcție de turație; Pe = f(n) – puterea efectivă, funcție de turație; c = f(n) – consumul specific de combustibil, funcție de turație; C = f(n) – consumul orar de combustibil, funcție de turație. Dacă pentru motorul folosit nu sunt date experimentale, caracteristica acestuia se obține pe cale analitică, folosind una sau mai multe din metodele următoare.

Pentru ridicarea caracteristicii de turație în coordonate relative (adimensionale) la motoare cu aprindere prin comprimare, se recomandă folosirea relației următoare:

(5.1)

în care:

np = nn este turația puterii maxime Pe max = Pn;
a, b, c – coeficienți care iau valorile din tabelul 5.1.

Valorile coeficienților din relația (5.1)

Tabelul 5.1

Relații de calcul pentru puterea efectivă Pe

Tabelul 5.2

Relații de aceeași formă cu relația (5.1), însă cu alte valori ale coeficienților a, b, c sunt date în lucrările [1, 8], precum și în multe alte lucrări, și sunt prezentate în tabelul 5.2.

În alte lucrări, curba puterii este, de asemenea, aproximată cu o parabolă de gradul trei:

(5.2)

iar curba momentului efectiv de torsiune la arborele cotit se aproximează, în consecință, cu o parabolă de gradul doi:

(5.3)

unde 1, 2 și 3 sunt astfel determinați, încât funcțiile de mai sus să aproximeze cât mai bine caracteristica externă obținută pe cale experimentală. Valorile acestor coeficienți depind de coeficientul de elasticitate ce = nm / nn și de adaptabilitate ca = Mm / Mn (unde nm este turația corespunzătoare momentului maxim Mm) și se pot obține folosind relațiile:

(5.4)

Între acești coeficienți există relația:

Sunt prezentate relații mai simple pentru coeficienții (în funcție numai de coeficientul de elasticitate ce):

(5.5)

Pe ramura de regulator a caracteristicii de turație a motorului, dependența Me = f(n) se consideră, în general, liniară (dreaptă ce trece prin punctele de coordonate (nn, Mn) și (ng, 0)) și, prin urmare,

(5.6)

în care:

ng este turația de mers în gol a motorului (turația maximă a arborelui cotit),
ng=(1,06…1,1)nn;
nn – turația nominală a motorului.

Pentru determinarea consumului specific de combustibil există, de asemenea, numeroase expresii analitice.De exemplu, în cazul funcționării motorului pe ramura caracteristicii necontrolată de regulator, se recomandă următoarea relație:

care este echivalentă expresiei:

(5.7)

unde cn este consumul specific de combustibil, corespunzător puterii nominale, în g/(kWh).

Pentru motoarele diesel cu injecție directă, curba consumului specific de combustibil este descrisă mai precis de funcția [5.8]:

(5.8)

Consumul specific de combustibil la regimul nominal poate fi determinat, în mod aproximativ, cu relația , în g/(kWh).

Pe ramura necontrolată de regulator a caracteristicii de turație, consumul orar de combustibil, în kg/h, se determină cu relația:

(5.9)

Fig. 5.1. Caracteristica de regulator a motorului.

Pe ramura de regulator a caracteristicii motorului, consumul orar de combustibil are o variație liniară în funcție de turație. Pentru a determina expresia analitică a funcției C = f(n) se folosește figura 5.1. În acest scop, se scriu ecuațiile dreptelor AB și CD:

Prin urmare,

Aplicând una din proprietățile proporțiilor, se obține:

de unde

Rezultă că, pe ramura controlată de regulator a caracteristicii motorului, consumul orar de combustibil se determină cu relația:

(5.10)

Pentru un motor dat, și reprezintă coeficientul unghiular al dreptei AB. Dacă consumul orar la mersul în gol al motorului nu se cunoaște, se poate adopta [25], deci [kg/(kWh)], iar Cn/Pn = cn/1000.

Consumul specific de combustibil, în g/(kWh), pe ramura de regulator se determină cu relația:

(5.11)

5.3 DETERMINAREA FORȚEI MOTOARE ȘI A FORȚEI DE TRACȚIUNE

În cazul deplasării tractorului pe un teren orizontal, într-un regim stabilizat (v = const.), bilanțul de tracțiune al tractorului are următoarea formă:

(5.12)

de unde se obține

în care:

K2 este coeficientul unghiular al dreptei Ft = f(Me),

[m-1];

ω – viteza unghiulară a arborelui cotit, în s-1;
itr – raportul total de transmitere al transmisiei;
tr – randamentul total al transmisiei;
vt – viteza teoretică de deplasare a tractorului, în m/s;
Me – momentul efectiv al motorului, în Nm;
Rr = fG – rezistența la rulare la deplasarea tractorului, în N.

Așadar, forța de tracțiune , la o treaptă oarecare “j”, se calculează cu relația:

(5.13)

5.4 MODELAREA MATEMATICĂ A INTERACȚIUNII MECANISMULUI DE PROPULSIE CU SOLUL

Calitățile de tracțiune ale tractoarelor sunt evaluate, mai ales, cu ajutorul valorii forței tangențiale de tracțiune. Această forță apare în procesul interacțiunii sistemului de rulare al tractorului cu solul (drumul) și depinde de foarte mulți factori. De exemplu, în cazul tractoarelor pe roți, depinde de: tipul tractorului (4×2 sau 4×4), greutatea aderentă, tipul pneurilor și parametrii acestora (diametrul, lățimea, presiunea aerului din pneuri, înălțimea pintenilor, pasul acestora, desenul anvelopelor), proprietățile fizico-mecanice ale solului, patinarea sistemului de rulare cu solul.

Pentru determinarea analitică a patinării tractoarelor pe roți, s-au propus numeroase expresii. Găsirea unui argument, în funcție de care să fie exprimată patinarea, este o problemă dificilă, întrucât procesul interacțiunii sistemului de rulare cu solul este deosebit de complex. De aceea, în prezent, o importanță considerabilă în studierea aderenței, deci și a patinării, o au cercetările experimentale.

Mărimea care caracterizează cel mai complet patinarea tractoarelor pe roți este forța motoare specifică, definită prin raportul dintre forța motoare Fm a tractorului și greutatea aderentă Ga:

în care:

m este coeficientul greutății aderente (în calculul de tracțiune se adoptă m = 0,8, pentru tractoare 4×2 și m = 1, pentru tractoare 4×4);

G – greutatea totală a tractorului.

Între forța motoare specifică și forța de tracțiune specifică, t = Ft / Ga , există următoarea dependență:

unde f este coeficientul de rezistență la rulare.

Mărimea m variază de la m = 0, când Fm = 0, până la m max = , valoare corespunzătoare patinării totale, = 1, cunoscută sub denumirea de coeficient de aderență.

Făcându-se o sinteză a mai multor lucrări teoretice și experimentale, se propune ca la determinarea analitică a patinării să se plece de la următoarea premisă (fig. 5.2):

în intervalul 0 m 0,5 funcția = f(m) are un pronunțat caracter liniar, având ecuația de forma = mm, m fiind coeficientul unghiular al dreptei;

în intervalul 0,5 < m funcția = f(m), are un pronunțat caracter hiperbolic, având ecuația de forma (’ – m) = const. (unde ’ este punctul de abscisă în care funcția crește asimptotic). În general, eroarea nu depășește 2…4%, dacă se adoptă ’ .

Cu o precizie suficientă pentru practică, se obține o singură funcție = f(m), pentru tot domeniul de variație a argumentului m.

Această funcție este de forma:

(5.14)

în care:

Ansamblurile transmisiei prizei de putere se calculează plecand de la ipoteza că prin

ea se transmite intreaga putere a motorului. Această incărcare a transmisiei poate să apară in

următoarele două cazuri:

Fig. 5.2. Expresia analitică a curbei patinării, pentru tractoarele pe roți.

Formulele pentru coeficienții A, B, D din relația (5.14) au fost obținute punând condiția ca funcția căutată să satisfacă simultan coordonatele punctelor M1 și M2 (v. fig. 5.2).

Așadar, pentru exprimarea analitică a patinării, este suficient să se cunoască coeficientul unghiular m al dreptei și coeficientul de aderență , adică argumentul m corespunzător patinării totale. Relația menționată prezintă avantaje considerabile atunci când există date experimentale referitoare la tractorul care se cercetează sau asupra unor tractoare apropiate acestuia.

Tabelul 5.3

Coeficienții de rezistență la rulare și de aderență pentru tractoare pe roți

Următoarele funcții exponențiale, utilizate, mai ales, pentru tractoarele industriale, descriu, cu o precizie foarte bună pentru practică, patinarea tractoarelor pe roți și pe șenile:

– pentru tractoare pe roți

(5.15)

– pentru tractoare pe șenile

(5.16)

Pentru miriște, rezultate foarte bune dă folosirea relațiilor:

– pentru tractoare pe roți

(5.17)

unde , ceea ce corespunde patinării

– pentru tractoare pe șenile

(5.18)

unde , ceea ce corespunde, ca și în cazul tractoarelor pe roți, patinării 01.

Tabelul 5.4

Coeficienții de rezistență la rulare și de aderență pentru
tractoarele pe șenile, valori medii

5.5 DETERMINAREA VITEZEI REALE DE DEPLASARE A TRACTORULUI

Viteza reală de deplasare a tractorului se calculează cu relația:

(5.19)

în care:

vt este viteza teoretică,
– viteza unghiulară a arborelui cotit al motorului, în s-1:
r – raza de rulare a roții motoare, în m;
itr – raportul de transmitere al transmisiei la o anumită treaptă.

Dacă nu sunt alte valori mai exacte, atunci, la stabilirea datelor inițiale de calcul, raza roții motoare r, în m, poate fi determinată cu relația lui Hedekel:

(5.20)

în care:

r0 este raza liberă a roții neîncărcate (nici măcar cu greutatea proprie), în m;
Gm – sarcina verticală pe roată, în N;
pa – presiunea aerului în pneu, în Pa;
rb – raza secțiunii transversale a pneului, în m (rb = 0,5B, adică jumătate
din lățimea B a pneului).

Întrucât, adesea, când se efectuează calculul de tracțiune nu se cunosc rapoartele de transmitere ale transmisiei și nici raza roților (este cazul etapei de proiectare), este recomandabil ca vitezele teoretice să se calculeze avându-se în vedere că acestea depind liniar de turația arborelui cotit (fig. 5.3):

Fig.5.3. Graficul vitezei teoretice.

de unde rezultă

unde este coeficientul unghiular al dreptei (pentru o anumită treaptă de viteză). Indicele “n” se referă la parametrii regimului nominal.

Prin urmare, viteza reală de deplasare a tractorului la treaptă oarecare “j” se determină cu relația:

(5.21)

5.6 DETERMINAREA PUTERII DE TRACȚIUNE

Puterea de tracțiune Pt, în kW, se determină cu relația:

(5.22)

în care:

Ft este forța de tracțiune, în N;

v – viteza reală de deplasare a tractorului, în m/s.

5.7 Determinarea consumului specific de combustibil, raportat la puterea de tracțiune

Consumul specific de combustibil, raportat la puterea de tracțiune a tractorului, se determină folosind relația sa de definiție:

[g/(kWh)]. (5.23)

5.8 DETERMINAREA PE CALE ANALITICĂ A RANDAMENTULUI DE TRACȚIUNE A TRACTORULUI

Randamentul de tracțiune al tractoarelor se determină cu relația (5.25):

(5.24)

în care:

tr este randamentul total al transmisiei (în cazul tractoarelor pe șenile include și randamentul s = 0,95…0,97 al ramurilor motrice ale celor două șenile.

Rr – rezistența la rulare a tractorului, Rr = fG;
f – coeficientul de rezistență la rulare;
G – greutatea de exploatare a tractorului;
Fm – forța tangențială de tracțiune (forța motoare), Fm = Ft + Rr.

Cu ajutorul relației (5.24) se poate trasa curba randamentului de tracțiune în funcție de forța de tracțiune Ft, curbă ce reprezintă, de fapt, caracteristica potențială de tracțiune a tractorului. Această caracteristică evaluează gradul de apropiere al unei caracteristici de tracțiune concrete față de una ideală.

Randamentul de tracțiune t poate fi exprimat în funcție numai de mărimi adimensionale. Pentru aceasta ultima paranteză din relația (5.24), care reprezintă randamentul care evaluează rezistența la rulare a tractorului, se scrie sub forma:

S-a exprimat greutatea de exploatare în funcție de greutatea aderentă: G = Ga / m și s-a folosit relația de definiție a forței de tracțiune specifice: t = Ft / Ga. Prin urmare, relația (5.24) devine:

(5.24’)

5.9 ALEGEREA ȘI DETERMINAREA VITEZELOR TRACTORULUI

În ultimele decenii, numărul treptelor de viteză ale tractoarelor, mai ales ale tractoarelor pe roți, a crescut continuu, fiind uneori chiar mai mare de 40 de trepte. De exemplu, la tractoarele Fend Favorit 800, în gama de viteze 0,4…50 km/h, sunt 44 de trepte de viteză pentru mers înainte și 44 pentru mersul înapoi. Și la tractoarele pe șenile, numărul treptelor de viteză a crescut continuu, însă într-o măsură mai mică. De exemplu, la tractorul pe șenile Challanger (cu șenile de cauciuc), în gama de viteze 0,25…30 km/h sunt 16+9 trepte.

În prezent, la tractoarele românești pe roți se folosesc următoarele numere de trepte de viteză (mers înainte + mers înapoi): 6+2; 8+2; 10+2; 9+3; 12+3; 16+4.

Tabelul 5.5

Clasificarea treptelor de viteză ale tractoarelor agricole,

după valoarea vitezei, în km/h

În tabelul 5.5 este dată clasificarea vitezelor tractoarelor după valoarea și utilizarea lor.

Vitezele de lucru se folosesc la executarea principalelor lucrări agricole: arat, semănat, întreținerea culturilor, recoltat etc. Se recomandă ca tractoarele pe roți să aibă în intervalul de viteze 4…12 km/h cel puțin 6 trepte.

Vitezele de rezervă se utilizează temporar pentru învingerea unor forțe de rezistență care depășesc (ocazional) cu mult valoarea rezistențelor de lucru. Forța de tracțiune la aceste viteze este limitată de aderența tractorului cu solul.

Vitezele lente (tehnologice) au valori limitate de condițiile de lucru și nu de necesitatea obținerii unor forțe mari de tracțiune; de regulă la aceste viteze, puterea motorului nu este folosită complet. Prin urmare, la aceste trepte motorul poate funcționa la sarcini parțiale, cu o reducere a turației de până la 40%. Așadar, în acest caz, valoarea vitezei maxime la aceste trepte corespunde unei turații a motorului de 0,6nn (subliniem încă o dată: dacă aceste viteze sunt obținute atât cu ajutorul transmisiei, cât și prin reducerea turației motorului). Vitezele lente se folosesc când tractorul lucrează în agregat cu mașini de plantat răsaduri, de plantat puieți (la împăduriri), la unele lucrări de îmbunătățiri funciare etc.

Vitezele de transport se folosesc pentru deplasarea în gol a tractorului sau pentru tractarea remorcilor și a semiremorcilor pe drumuri de pământ sau pe șosele.

Vitezele de deplasare ale tractorului depind de tipul tractorului, de felul lucrării, iar la alegerea lor trebuie să se aibă în vedere și condițiile agrotehnice. În tabelul 5.6 sunt date valorile vitezelor recomandate pentru diferite lucrări agricole.

În intervalul vitezelor (vmin…vmax), vitezele intermediare, adică structura vitezelor, se stabilesc prin mai multe metode: metoda progresiei geometrice, a progresiei aritmetice, a seriei armonice, a seriei economice. Creșterea numărului de trepte a determinat folosirea cutiilor de viteze compuse, iar aceasta a impus, la rândul său, folosirea, aproape în exclusivitate, a progresiei geometrice.

Tabelul 5.6

Vitezele reale de deplasare pentru diferite lucrări agricole

În intervalul de viteze adoptat în funcție de destinația tractorului sau impus prin tema de proiectare, rația progresiei geometrice se calculează cu relația:

(5.25)

Prin logaritmarea ultimei relații, se obține numărul treptelor de viteză:

(5.26)

Amintim că rația progresiei geometrice q este egală cu coeficientul minim de încărcare a motorului: Prin urmare, cu cât valoarea lui q este mai apropiată de 1, cu atât mai mult puterea motorului poate fi folosită mai complet. În prezent, pentru vitezele de lucru se recomandă q = 0,75…0,85, iar pentru celelalte trepte (de rezervă, lente / superlente, de transport) q < 0,75…0,85.

Structura vitezelor în cadrul unor limite date ale vitezelor de deplasare are o importanță considerabilă în exploatarea tractorului. Prin realizarea unei structuri cu o rație variabilă se urmărește ca, folosind același număr de trepte de viteză, să se obțină mai multe trepte de lucru și mai puține de transport și lente, care se utilizează relativ rar.

Se notează cu qr = vi/vi+1 (unde i = 1,2,3,…n, n fiind numărul real (efectiv) al treptelor în cutia de viteze). În cazul folosirii unei structuri de viteze cu qr const., rația progresiei geometrice se calculează cu relația (5.25) pentru un număr mai mare de trepte de viteză, N > n:

(5.27)

Anulând, convenabil, o parte din treptele de viteză, se obține o transmisie cu o structură mai rațională a treptelor de viteză.

În tabelele 5.7…5.13 sunt indicate câteva posibilități de obținere a structurii vitezelor pe care le oferă cutiile de viteze compuse de tipul (5+1)2, (4+1)3 și (4+1)4. În aceste tabele nu este menționată structura treptelor de mers înapoi. Prin raportul dintre game se are în vedere raportul de transmitere dintre două game consecutive. În aceste tabele, pentru simplificarea scrierii, s-a folosit notația: r = 1/q.

Tabelul 5.7

Structura vitezelor pentru o cutie de viteze compusă cu 10 trepte, qr = const.

5.10 DETERMINAREA GREUTĂȚII TRACTORULUI

5.10.1 Determinarea greutății constructive

Prin greutate constructivă Gc se înțelege greutatea tractorului în stare nealimentată (fără combustibil, lubrifianți și apă), fără tractorist, scule, lest și fără utilaj și echipament special, dar cu tot echipamentul și utilajul care se găsește permanent pe tractor: cabină, priză de putere, mecanismul de suspendare etc.

Greutatea constructivă a tractorului trebuie să fie cât mai mică pentru a se asigura o exploatare rațională, adică cu un randament de tracțiune optim, într-o gamă de viteze cât mai mare. Ea se determină din condiția asigurării rezistenței și fiabilității tractorului însuși. Greutatea Gc poate fi determinată în funcție de greutatea specifică constructivă a tractorului, definită prin raportul gc = Gc / Pn, în N / kW:

[N], (5.28)

unde Pn este puterea nominală a motorului, în kW.

Pentru greutatea (respectiv, masa) specifică constructivă pot fi folosite valorile din tabelul 5.8.

Intervalul mare al valorilor pentru mărimea gc se explică prin modul diferit de definire a greutății constructive, prin diversitatea destinației tractoarelor și prin nivelul tehnic diferit atins de producția de tractoare în diferite țări. În plus, mai trebuie menționat și faptul că, din considerente constructive și tehnologice, acest parametru nu poate rămâne constant pentru întreaga gamă a puterilor (la puteri mici are valori mai mari, iar pe măsură ce puterea crește valoarea mărimii gc se apropie de valorile inferioare din intervalul respectiv).

Tabelul 5.8

Valorile greutății (masei) specifice constructive și a parametrului tn

Pentru tractoarele agricole pe roți, cu Pn 35 kW, pentru calculul greutății specifice constructive poate fi folosită relația următoare, dedusă din analiza de regresie:

[N/kW], (5.29)

în care:
Cr este coeficientul de regresie, care depinde de nivelul tehnic al producției de
tractoare, Cr = 2000…2200 N/(kW)2/3;
Pn – puterea nominală, în kW.

5.10.2 Determinarea greutății de exploatare

Prin greutate de exploatare G se înțelege greutatea tractorului în timpul utilizării lui, care este, evident, întotdeauna mai mare decât greutatea constructivă și se compune din: greutatea constructivă a tractorului; greutatea materialelor de exploatare (combustibil, lubrifianți și apă); greutatea tractoristului, care, în calcule, se adoptă egală cu 750 N; greutatea cutiei cu scule; greutatea echipamentului special (care se montează temporar și, de obicei, la cererea beneficiarului); greutatea lestului (greutăți adiționale, apă în pneuri). Greutatea tractorului mai este influențată de greutatea mașinilor agricole purtate și de interacțiunea acestora cu solul și cu tractorul.

Greutatea de exploatare a tractorului este unul din cei mai importanți parametri de exploatare, influențând într-o măsură foarte mare randamentul de tracțiune al tractorului, consumul de combustibil și productivitatea sistemului.

Greutatea de exploatare G se determină din condiția de aderență cu solul și a asigurării unor calități de tracțiune și economice ridicate, corespunzătoare exploatării tractorului pe un teren orizontal, într-u regim stabilizat (v = const.). În acest caz, bilanțul de tracțiune al tractorului are forma:

Exprimând forța Fm în funcție de forța motoare specifică, m = Fm/Gad, (forța motoare raportată la greutatea aderentă), se obține:

de unde

Între funcție de forța motoare specifică, m = Fm/Gad, și forța de tracțiune specifică, t = Ft/Gad, se deduce următoarea relație de legătură:

(5.30)

unde m este un coeficient care ia în considerare ponderea greutății aderente.

Pentru tractoarele pe roți 4×4 sau pe șenile, m = 1. Pentru tractoarele 4×2, în calculul de tracțiune, se adoptă m = 0,8 (în poziție statică m = 0,6…0,65).

În baza relației de definiție a forței de tracțiune specifice, rezultă:

Se consideră rațional ca tot calculul de tracțiune să fie raportat la treapta nominală de lucru (treapta principală de lucru) a tractorului, la care randamentul de tracțiune este maxim. Corespunzător acestui regim, ultima relație devine:

(5.31)

Valorile optime ale parametrului tn sunt date, în funcție de tipul tractorului, pe roți sau pe șenile, în tabelul 5.14.

5.11 METODA GRAFOANALITICĂ DE TRASARE A CARACTERISTICII TEORETICE DE TRACȚIUNE

Caracteristica de tracțiune (sau diagrama de tracțiune) se construiește în funcție de forța de tracțiune Ft (respectiv forța motoare Fm) și cuprinde reprezentarea grafică a următoarelor funcții:

δ = f1(Ft) – patinarea;

v = f2(Ft) – viteza reală;

Pt = f3(Ft) – puterea de tracțiune;

ct = f4(Ft) – consumul specific de combustibil, raportat la puterea de tracțiune.

Se consideră cazul exploatării tractorului pe un teren orizontal, la un regim stabilizat (v=const.).

Cu excepția patinării, toate mărimile depind de treapta de viteză și, de aceea, trasarea lor se face pentru fiecare treaptă. În continuare se prezintă metoda grafoanalitică a trasării caracteristicii (fig. 2.4).

Construcția caracteristicii începe cu trasarea caracteristicii de turație a motorului în funcție de momentul efectiv Me, în cadranul III. Ea cuprinde următoarele curbe: puterea efectivă Pe = f1(Me); turația motorului n = f2(Me); consumul orar C = f3(Me) (v. subcapitolul 5.2).

Punctele (mărimile) cele mai importante ale caracteristicii motorului sunt turația nominală nn și de mers în gol ng, momentul nominal Mn, momentul maxim Mmax și turația corespunzătoare acestuia nM, puncte prin care s-au construit drepte ajutătoare (cu linie întreruptă).

În cadranul II se construiește graficul vitezelor teoretice vt. Acestea se trasează în funcție de turația n a motorului. Între viteza teoretică și turația arborelui cotit există o dependență liniară:

în care:

r este raza dinamică a roților motoare;

itr – raportul total de transmitere al transmisiei tractorului;

k1 = πr/(30itr) = const. pentru fiecare treaptă de viteză.

Se obține astfel un fascicul de drepte care trec prin originea O. Pentru trasarea fiecărei drepte, pe lângă origine, mai este necesar un singur punct. Acesta corespunde vitezei teoretice la turația nominală nn. Pentru fiecare treaptă de viteză determinată după metodica de la paragraful 1.9, se trasează, ținând cont de scara adoptată pentru viteze, un punct pe verticala ridicată la turația nn.

Metoda trasării caracteristicii (fig. 5.4) este exemplificată pentru două trepte:

treapta 1 (curbe cu indice 1) – caracterizează treptele la care calitățile de tracțiune sunt limitate de aderența tractorului cu solul (trepte neaderente)

5.12 CALCULUL DE TRACȚIUNE

Vmin= 3.1 km/h 2….3 km/h

Vmax= 20 km/h 20….27 km/h

1.33

5.12.1.2 Stabilirea vitezelor tractorului

v=vmini-1 i=1…9-nr treptei respective

5.12.1.2 Stabilirea vitezelor tractorului

5.12.1.3 Alegerea vitezei principale de lucru

Pentru tractoare pe roti viteza principala de lucru este intre: vtn=7…9km/h

Se alege vtn = 8.43 km/h = 2.343 m/s

5.12.2 Determinarea forței de tracțiune la viteza principală de lucru (treapta nominală)

Din relatia de definitie a randamentului de tractiune:

14861 [N]

vn -Viteza reală la treapta nominală

vtn -Viteza teoretica la treapta nominala (principală)

δn = 0.14 – parinarea la treapta nominală ( 0.13…0.16)

ηtn = 0.67 – randamentul de tracțiune

5.12.3 Determinarea greutății tractorului

5.12.3.1 Greutatea constructivă

Gc=gc*P n = 25302 [N]

562.28 N/kW

gc=400…650 -greutatea specifica constructiva, [N/kW]

cr=2000…2200 -coef. de regresie care depinde de perioada de fabricație a tractorului, [N/(kW)2/3

Se adoptă cr=2000 [N/(kW)2/3

5.12.3.3 Greutatea de exploatare a tractorului

34560 [N]

0.40…0.45 pentru tractoare 4×4;

0.45 pentru tractoare cu roți egale; 0.43 pentru tractoare cu roți neegale;

Se adoptă 0.45

5.12.4 Determinarea forței de tracțiune la celelalte trepte

41292.5

Se adoptă f= 0.09 -coeficient de rezistență la rulare

0.08….0.1

5.12.5 Trasarea caracteristicii

5.12.5.1 Caracteristica motorului – se trasează în cadranul III

– Puterea motorului

– Momentul motorului

– Consumul specific

– Consumul orar

5.12.5.2 Caracteristica vitezelor teoretice – se trasează în cadranul II

– viteza teoretică

r – raza roții

n – turația motorului

itr – raportul de transmitere al transmisiei

n=0 => vt=0

n= nn => vt=vtn

vtn au fost stabilite la punctul 5.12.1.2

5.12.5.3 Caracteristica fortelor motoare – se trasează în cadranul IV

Bilanțul de tracțiune

La punctul 5.12.1.4. s-au determinat toate forțele de tracțiune pentru fiecare treaptă. Acestea corespund regimului nominal și se măsoară valorile respective pe dreapta dusă ajutătoare dusă prin punctul Mn.

f =0.090

G= 34560 [N]

Mn= 204 [Nm]

5.12.5.3 Caracteristica teoretică de tracțiune – se trasează în cadranul I

Cuprinde următoarele funcții:

d= f1(Ft) – patinarea

v=f2(Ft) – viteza reală

Pt=f3(Ft) – puterea de tracțiune

ct=f4(Ft) – consumul specific raportat la puterea de tracțiune

– forța de tracțiune specifică (λm =1 pentru tractoarele 4×4)

Viteza reală v= vt (1-d)

Pentru treptele la care se asigură aderență viteza (v) poate fi trasată în 3 puncte:

Punctul a – regimul de mers în gol al tractorului Ft=0

Punctul b – Ft corespunzător regimului nominal

Punctul b’ – corespunde vitezei teoretice la regimul respectiv vb = vt *(1- vb’)

Punctul c – Ft corespunde regimului Mmax, vc = vtc *(1- vc)

Pentru treptele la care nu se asigură aderența trasarea se va face prin mai multe puncte.

Puterea de tracțiune Pt=Ft*V

Consumul specific de tracțiune ct=(1000*C)/Pt [g/kWh]

Tabel pentru treptele neaderente – nu se asigură tracțiunea

Tabel pentru treptele aderente – se asigură tracțiunea

CAPITOLUL 6

PROIECTAREA AMBREIAJULUI PRINCIPAL

6.1 ROLUL ȘI CONDIȚIILE IMPUSE AMBREIAJELOR

Ambreiajul principal se plasează între arborele cotit al motorului și cutia de viteze, constituind în transmisiile mecanice, primul ansamblu al transmisiei. El este un cuplaj cu rol de decuplare temporară și cuplare progresivă a motorului cu transmisia, necesare în diferite situații cum ar fi:

pornirea din loc a tractorului, regimul stabil de funcționare fiind atins prin creșterea progresivă a sarcinilor din organele transmisiei și motorului;

oprirea temporară a tractorului cu motorul în funcțiune;

schimbarea treptelor de viteze;

limitarea valorii maxime a momentului de torsiune din organele transmisiei și motorului prin patinarea elementelor sale, în cazul apariției suprasarcinilor (rol de cuplaj de siguranță).

Ambreiajului principal i se impun și condiții specifice, cum ar fi:

siguranță în transmiterea cuplului motor, în orice condiții de exploatare;

decuplarea rapidă și completă, deoarece un moment remanent îngreunează schimbarea treptelor de viteze, mărind uzarea pieselor;

construcție simplă și rațională astfel încât momentul de inerție al părților conduse să fie minim, ușurând schimbarea treptelor de viteze prin micșorarea șocurilor din danturi;

echilibrarea naturală a forțelor normale la suprafețele de frecare ale ambreiajului, fără ca acestea să fie transmise lagărelor arborilor;

evacuarea ușoară a căldurii de pe suprafețele elementelor de frecare, pentru a mări durabilitatea pieselor ambreiajului;

exploatarea, întreținerea, montarea și demontarea ușoare, reglaje simple.

6.2 PROCESUL DE DEMARARE A TRACTORULUI

În cadrul calculului de tracțiune este necesar să se verifice posibilitatea pornirii din loc și demarajul tractorului în sistem cu mașinile sau uneltele agricole. Timpul de demarare constituie una din cele mai importante caracteristici dinamice ale tractorului.

Pentru pornirea din loc a tractorului, după pornirea motorului (maneta cutiei de viteze fiind în poziția neutră), se decuplează ambreiajul principal și se cuplează treapta de viteze cu care se lucrează până la terminarea lucrării. Înainte de cuplarea ambreiajului, sistemul de reglare a debitului de combustibil se fixează în poziția regimului de lucru. Debitul mărit de combustibil care intră în cilindri duce la creșterea rapidă a vitezei unghiulare a arborelui cotit până la valoarea corespunzătoare mersului în

gol g (fig. 6.1). Se cuplează lin apoi ambreiajul, motorul intrând progresiv în sarcină, permițând regulatorului să mărească debitul de combustibil. Tractorul pornește din loc atunci când momentul de frecare al ambreiajului Ma îl egalează pe cel rezistent (perioada 0 – t1, în care ambreiajul patinează complet). Această perioadă este de ordinul fracțiunilor de secundă, putând ajunge până la 1…1,5 s, depinzând de sarcină. Lucrul mecanic de frecare fiind transformat în căldură, prelungirea ei conduce la deteriorarea prin supraîncălzire a ambreiajului. Aceasta se consideră prima perioadă de demarare.

A doua perioadă a procesului de demarare se caracterizează prin patinarea parțială a ambreiajului. Viteza unghiulară a elementelor conduse crește permanent și, prin urmare, crește viteza de deplasarea a tractorului. În această perioadă, turația arborelui cotit se reduce datorită acțiunii de frânare a momentului de frecare al ambreiajului.

A treia perioadă a procesului de demarare începe la momentul t2, când patinarea ambreiajului încetează, vitezele unghiulare ale arborelui ambreiajului a și a arborelui cotit devin egale (punctul A din fig.6.1). Se egalează și momentele corespunzătoare ale elementelor conduse și ale celor conducătoare, momentul scăzând în continuare până la atingerea valorii Mrez, când viteza tractorului se stabilizează.

6.2.1 Prima perioadă a procesului de demarare

Pentru determinarea lucrului mecanic de frecare L1 al ambreiajului, dezvoltat în timpul t1, trebuie cunoscute legile de variație a momentului de frecare Ma și a vitezei unghiulare a arborelui cotit și, de asemenea, a timpul t1 în care ambreiajul patinează complet.

Acest lucru mecanic se poate determina cu expresia:

(6.1)

unde n este viteza unghiulară nominală a arborelui cotit.

În general, legea de variație a momentului Ma nu se cunoaște și, de aceea, în practică se folosește relația:

(6.2)

în care: Mrez este momentul de rezistență al agregatului, redus la arborele ambreiajului (se adoptă egal cu momentul nominal al motorului);

0,5 – coeficient care introduce în calcul valoarea medie a momentului;

t1 – durata primei perioade de demaraj.

Timpul t1 depinde de viteza de creștere a momentului Ma și de valoarea momentului de rezistență Mrez și se poate determina pe cale experimentală. Astfel, s-a stabilit că t1=0,1…0,7 s; valoarea inferioară corespunde ambreiajelor cu fricțiune cu comandă hidraulică, iar valoarea maximă – pentru tractoare grele și cu acționare mecanică a ambreiajului.

6.2.2 Perioada a doua a procesului de demarare

Pentru simplificarea calculului, toate masele agregatului (tractor + mașină agricolă sau remorcă) se reduc la arborele ambreiajului. Reducerea se face în baza egalității dintre energia cinetică a masei reduse și energia cinetică a sumei tuturor maselor agregatului aflate în mișcare. Neglijând pierderile în transmisie, se poate scrie:

(6.3)

în care: Jr este momentul de inerție al masei reduse, în Nms2;

a – viteza unghiulară a arborelui ambreiajului, în s-1;

mt – masa totală a agregatului, în kg;

v – viteza de deplasare a agregatului, corespunzătoare vitezei unghiulare a, în m/s;

Jx – momentul de inerție al unei părți oarecare aflată în mișcare de rotație și legată cinematic cu arborele ambreiajului, în Nms2;

x – viteza unghiulară a părții respective, corespunzătoare vitezei unghiulare a, în s-1.

Folosind noțiunea de coeficient al maselor în mișcare de rotație rot și exprimând viteza unghiulară a în funcție de turația motorului n, se obține următoarea expresie a momentului de inerție redus al agregatului:

[Nms2] (6.4)

unde m și mma sunt masa tractorului și, respectiv, a mașinii agricole, în kg, iar v este viteza de deplasare, în m/s.

Pentru tractoarele pe roți, în gama vitezelor de lucru 1,1…4,2 m/s, se poate adopta rot=0,3/v; pentru tractoarele pe șenile, în gama vitezelor 1,1…2,2 m/s, se poate adopta rot0,1.

În figura 6.2, a este prezentată schema dinamică echivalentă a maselor tractorului, corespunzătoare perioadei a doua de demarare. JM reprezintă momentul de inerție al maselor motorului aflate în mișcare de rotație și translație, reduse la arborele cotit, iar Jr – momentul de inerție al tuturor maselor agregatului, reduse la arborele primar al transmisiei. Arborii pe care sunt montați cei doi volanți echivalenți sunt uniți printr-un ambreiaj cu fricțiune. În aceeași schemă se prezintă sensul cuplului motor Me și al momentului rezistent Mrez al întregului agregat reduse la arborele ambreiajului. Deși momentul Me crește pe măsură ce viteza unghiulară a arborelui cotit scade (v. fig. 6.2,b), se presupune că pe toată perioada a doua de demarare Me= Mn= const.

Din ecuațiile de echilibru rezultă:

(6.5)

în care: este decelerația unghiulară a arborelui cotit;

a – accelerația unghiulară a arborelui primar al transmisiei.

a b

6.2 Scheme pentru calculul perioadei a doua de demarare

Din ecuațiile (6.5) rezultă:

(6.6)

Viteza unghiulară a arborelui cotit, în orice moment al acestei perioade, se determină cu relația:

(6.7)

unde n este viteza unghiulară inițială a arborelui cotit, considerată egală cu cea nominală.

Variația vitezei unghiulare în decursul perioadei a doua de demarare este liniară (fig.3.3).

Accelerația unghiulară a arborelui primar se determină tot din relația (3.5):

(6.8)

Viteza unghiulară a arborelui primar al transmisiei în orice moment al acestei perioade este

(6.9)

Graficul de variație al lui a este tot o dreaptă, dar care trece prin origine (fig.6.3). Prin intersecția celor două drepte se determină timpul t2 (punctul A), după care cele două viteze unghiulare devin egale și ambreiajul nu mai patinează. Durata t2 se determină analitic din ecuațiile (6.7) și (6.9):

de unde

(6.10)

iar

(6.10)

unde și a se determină cu relațiile (6.6) și (6.8).

Accelerația liniară a mișcării tractorului în această perioadă este și este dată de expresia:

unde m este viteza unghiulară a roții motoare:

și deci

(6.11)

Determinarea lucrului mecanic de frecare al ambreiajului, corespunzător perioadei a doua de demarare a tractorului se face presupunând că momentul Ma=const. Lucrul mecanic transmis de arborele cotit în timpul elementar dt este

unde este viteza unghiulară a arborelui cotit într-un anumit moment al perioadei a doua.

În același interval de timp, arborele ambreiajului primește lucrul mecanic

unde a este viteza unghiulară a arborelui ambreiajului în același moment al perioadei a doua.

Diferența celor două lucruri mecanice elementare reprezintă lucrul mecanic elementar de frecare al ambreiajului, adică

Lucrul mecanic total de frecare al ambreiajului din perioada a doua are expresia:

Grafic, valoarea integralei este reprezentată prin suprafața triunghiului OAn din figura 6.3, a cărei arie este exprimată în radiani, adică

Ținând cont de relațiile (6.6) și (6.8), se obține

sau făcând înlocuirea , se obține

(6.12)

Din expresia (6.12) rezultă că lucrul mecanic de frecare în cea de a doua perioadă a procesului de demarare crește o dată cu mărirea vitezei unghiulare n a arborelui cotit și a momentelor de inerție JM și Jr. Lucrul mecanic de frecare se micșorează o dată cu creșterea coeficientului de rezervă al ambreiajului , însă, prin aceasta, cresc solicitările maxime în organele transmisiei și motorului.

Calculele de rezistență la uzură și încălzire ale ambreiajului trebuie să se facă la lucrul mecanic total

(6.13)

6.2.3 Perioada a treia a procesului de demarare

În perioada a treia de demarare, cei doi volanți convenționali din figura 6.4 se solidarizează și mișcarea relativă dintre ei dispare. Pentru calculul perioadei de timp t3 în care tractorul atinge viteza maximă stabilizată, se urmărește schema din figura 6.4, b, unde este reprezentată o porțiune din caracteristica externă a motorului Diesel de tractor, corespunzătoare legii de variație a momentului motor.

În această perioadă de demarare, ecuația bilanțului momentelor are forma:

de unde rezultă

(6.14)

Folosind asemănarea de triunghiuri din figura 6.4, b, se obține:

(6.15)

a b

Fig. 6.4 Scheme pentru calculul perioadei a treia de demarare

Deoarece , utilizând relația (6.15), timpul corespunzător perioadei a treia se calculează cu relația:

Se constată din ultima relație că, teoretic, viteza maximă se atinge după un timp infinit. De aceea, se consideră și atunci

(6.16)

Timpul total de demarare a tractorului este

În orice moment al perioadei a treia de demarare, accelerația liniară a tractorului se determină cu o formulă analoagă perioadei a doua, adică:

unde este accelerația unghiulară a întregului sistem și se determină cu relația (6.14).

În baza celor spuse mai sus, se desprind următoarele concluzii:

timpul de demarare a tractorului depinde într-o mare măsură de rezerva cuplului motor. Cu cât acesta este mai mare, cu atât mai bune sunt calitățile de demaraj ale tractorului;

pentru ușurarea pornirii din loc și a procesului de demarare, se recomandă folosirea cutiilor de viteze cu schimbarea treptelor din mers, sub sarcină.

6.3 AMBREIAJE CU FRICȚIUNE NORMAL CUPLATE CU DOUĂ FLUXURI DE PUTERE

Ambreiajul dublu are rolul de a transmite puterea motorului pe două căi. El reprezintă reunirea a două ambreiaje într-un singur ansamblu. Unul din ambreiaje transmite puterea la transmisie (ambreiajul principal), iar celălalt, la arborele prizei de putere (ambreiajul prizei de putere). Ambreiajul dublu trebuie să îndeplinească executarea următoarelor operații:

– oprirea și pornirea din loc a tractorului fără a întrerupe fluxul de putere spre organele de lucru ale mașinii agricole;

– demararea succesivă a mecanismelor mașinilor agricole și a agregatului;

– schimbarea treptelor de viteze ale tractorului fără oprirea organelor de lucru ale mașinii agricole;

– oprirea și demararea organelor de lucru ale mașinii agricole fără oprirea tractorului.

a) Ambreiaje duble care îndeplinesc toate cele patru operații. În figura 6.5 este prezentată schema constructivă și de comandă a unui astfel de ambreiaj. Construcția este formată din două ambreiaje – principal și al prizei de putere (fig. 6.5, a). Construcția este compactă pentru că folosește un singur mecanism de presiune pe discuri (arcurile comune 14 apasă ambele discuri de presiune) și un singur mecanism de decuplare.

Fig. 6.5 Schema constructivă și de acționare a unui ambreiaj dublu :

a – schema constructivă; b – acționarea prin pedală și manetă fixate pe aceeași pârghie;

c – acționarea de la pedale diferite.

Pe arborele ambreiajului principal 9, legat cu arborele primar al cutiei de viteze, se montează prin caneluri discul condus 2 între discul de presiune 1 și volantul 3. Ambreiajul prizei de putere folosește un arbore tubular 8, legat de arborele prizei de putere prin angrenajul cilindric 10, pe canelurile sale fiind montat discul condus 13, între discul de presiune 11 și carcasa 12. Ambreiajul principal se decuplează deplasând manșonul 7 spre dreapta, când pârghia 6 retrage discul de presiune 1 spre dreapta cu ajutorul tijei 4. Dacă manșonul 7 se deplasează spre stânga, pârghia 6 apasă cu șurubul de reglare 5 pe discul de presiune 11, deplasându-l spre stânga. Stabilirea poziției corecte a sistemului de pârghii se realizează cu excentricul e, șurubul 5 servind la modificarea distanței dintre acesta și discul de presiune 11. Comanda ambreiajului se poate realiza folosind pentru ambreiajul prizei de putere o manetă ce face corp comun cu pedala ambreiajului principal (fig. 6.5, b) sau două pedale diferite (fig. 6.5, c) cu cursa liberă mărită, astfel încât, prin acționarea uneia, cealaltă să nu fie deplasată. Dezavantajul acestui tip de ambreiaje este acela că nu pot fi decuplate simultan ambele ambreiaje. La construcțiile analizate în continuare se asigură și această posibilitate.

Construcția din figura 6.6, a constă din două ambreiaje reunite într-un singur ansamblu, comandate prin sisteme proprii de pârghii, de la pedale separate. Fiecare ambreiaj are arcuri de presiune, pârghii și manșoane de decuplare individuale. Ambreiajul principal transmite mișcarea prin discul condus 1, la arborele ambreiajului 6, iar ambreiajul prizei de putere, prin discul condus 9 la arborele tubular 5 și de aici la arborele 7 al transmisiei prizei de putere. Reglajul celor două ambreiaje se realizează cu ajutorul piuliței 8 și, respectiv, șurubului 4. Gabaritul ambreiajului se mărește atât în lungime (prin intercalarea carcasei 2 între ambreiaje), cât și în diametru (datorită tijelor 10 pentru decuplarea ambreiajului principal).

Fig. 6.6 Scheme constructive ale unor ambreiaje duble cu decuplare în paralel:

a – fiecare ambreiaj are arcuri de apăsare proprii; b – ambreiajele au arcuri de apăsare comune.

Aceste dezavantaje sunt mult diminuate la construcția din figura 6.6, b. La această variantă dispare carcasa dintre ambreiaje. Ambreiajul principal este decuplat prin manșonul 8, pârghiile 7 și tijele 5, care deplasează spre dreapta discul de presiune 1, iar ambreiajul prizei de putere se decuplează prin manșonul 9, pârghiile 13, și tijele 15, care deplasează spre stânga discul de presiune 4. Arcurile de presiune 16 apasă simultan pe discurile de presiune 1 și 4. În stare cuplată, cele două ambreiaje transmit concomitent mișcarea prin discul condus 2 la arborele ambreiajului principal 11, iar prin discul condus 14, la arborele tubular 10 și, de aici, la arborele prizei de putere 12.

b) Ambreiaje duble care îndeplinesc primele trei operații. Aceste ambreiaje au un singur mecanism de decuplare, la care manșonul se deplasează în aceeași direcție în două etape distincte. Prima etapă este destinată decuplării ambreiajului principal, iar a doua decuplării ambreiajului prizei de putere. În cazul ambreiajului reprezentat schematic în figura 3.8, ambreiajul principal este format din carcasa 4, fixată rigid pe volantul motorului 1, discul de presiune 6 și discul condus 5, montat pe canelurile arborelui tubular 11, de la care mișcarea se transmite cutiei de viteze. Ambreiajul prizei de putere este format din discul condus 2, montat pe canelurile arborelui 12, și din discul de presiune 3. Presiunea pe discuri se obține cu ajutorul arcurilor 7.

6.4 CALCULUL AMBREIAJULUI TRACTORULUI

6.4.1 Calculul discurilor ambreiajului

Calculul momentului de frecare

La proiectarea ambreiajului se urmarește stabilirea momentului maxim de frecare din ambreiaj (a momentului de calcul), determinarea dimensiunilor principale ale ambreiajului, a caracteristicilor arcurilor de presiune, dimensionarea arborelui și a mecanismului de acționare.

În calcul spre deosebire de autovehicule, la tractoare se utilizează momentul nominal, deoarece, motorul tractorului funcționează foarte rar la moment maxim.

Momentul de frecare al ambreiajului, Ma

[Nm]

În care:

β – coeficientul de rezervă al ambreiajului

pentru tractoare agricole cu ambreiaj normal cuplat

Mn =204.64 [Nm] – momentul nominal al motorului

Se adoptă:

β = 3,5

Calculul suprafețelor de frecare

Se pleacă de la relația momentului de frecare transmis de ambreiaj:

[N],

În care:

F – forța de apăsare;

μ – coeficientul de frecare;

z – numărul suprafețelor de frecare;

rm – raza medie de frecare.

Pentru a se putea efectua calculul suprafețelor de frecare s-a ales cuplul de materiale în frecare format din materiale metalo-ceramice și fontă , oțel sau oțel aliat, cu următoarele proprietăți:

presiunea admisibilă pa = 0,4….0,6 MPa

coeficientul de frecare µ = 0,4…0,55

Se adoptă:

pa = 0,4 Mpa; µ = 0,4

Fig 6.7 Schemă de calcul pentru suprafețele de frecare

În figura 6.7 este prezentată schema de calcul pentru suprafețele de frecare

Forța F se consideră uniform distribuită pe suprafața de frecare, rezultând o presiune p, care are expresia:

[MPa]

În care:

A – aria unei suprafețe de frecare și se calculează cu relația:

[mm2]

unde:

Se adoptă:

c = 0,75

Înlocuind expresiile forței de apăsare, F și a suprafeței de frecare, A în expresia presiunii, rezultă:

Cunoscând valoarea razei exterioare se determină raza interioară și cea medie a discului de presiune precum și aria unei suprafețe de frecare :

Pentru discul de presiune se adoptă următoarele valori :

diametrul exterior al discului: D = 246 mm

diametrul interior al discului: d = 184.5 mm

lungimea radială a garniturilor:

grosimea garniturilor: g = 3 mm

6.4.2 Verificarea ambreiajului la uzură și la încălzire:

Verificarea la uzură:

În mod obișnuit pentru a aprecia uzura garniturilor de fricțiune, se folosește ca parametru, lucrul mecanic specific de frecare dat de relația următoare :

[J/m2]

În care:

L – lucrul mecanic al patinării, corespunzător primelor două perioade de demarare și se calculează cu relația: L = L1 +L2 ;

A – aria unei suprafețe de frecare, în mm;

z – numărul perechilor suprafețelor de frecare;

L1 – lucrul mecanic corespunzător primei perioade de demarare;

L2 – lucrul mecanic corespunzător celei de-a doua perioade de demarare.

[J]

În care:

Mrez – momentul rezistent al agregatului, redus la arborele ambreiajului se adoptă egal cu momentul nominal al motorului.

– viteza unghiulară nominală a arborelui cotit

t1 =0,3..0,7 – durata primei perioade de demaraj

Se adoptă:

Mrez =204.6[Nm]

t1 = 0,3 [s]

În care:

JM – momentul de inerție al maselor motorului aflate în mișcare, reduse la arborele cotit;

[Nms2]

Jr – momentul de inerție al agregatului, redus la arborele ambreiajului.

Jv – momentul de inerție al volantului [N.m.s2].

θ – coeficient care se adoptă în intervalul 175…330.

Se adoptă:

θ = 180

În care:

v – viteza tractorului în treapta principală de lucru în m/s

m – masa tractorului în kg

mma – masa mașinii agricole în kg

Se adoptă:

mma = 200 kg

Verificarea la încălzire:

Se face doar pentru piesele cele mai solicitate din punct de vedere termic , respectiv pentru discurile de presiune.

Lucrul mecanic la patinare se transformă în caldură, ridicând temperatura pieselor ambreiajului; din această cauza garniturile de fricțiune funcționează în condiții grele, datorită slabei lor conductibilități termice; deoarece timpul de cuplare este mic și schimbul de caldură cu exteriorul este foarte redus rezultă că piesele mecanice trebuie să aibă o masa suficient de mare pentru a putea absorbi căldura rezultată, fără a provoca o încălzire excesivă a acestora si în special a garniturilor de fricțiune. Ținând cont de faptul că lucrul mecanic de patinare cel mai mare se produce la plecarea din loc a automobilului, aprecierea și compararea ambreiajelor, din punct de vedere al încălzirii se face pentru acest regim de creștere a temperaturii.

Creșterea temperaturii de încălzire a piesei, pentru o cuplare a ambreiajului, se determină cu ajutorul relației:

În care:

mp – masa piesei în kg

γ – ponderea căldurii degajată care încălzește piesa respectivă

c = 500 [J/kgK] – căldura specifică a piesei

Ponderea căldurii degajată se determină cu relația :

În care:

zp – este numărul suprafețelor de frecare ale piesei ce se verifica

ztot – numărul total al perechilor suprafețelor de frecare din ambreiaj

Se adoptă:

Δt = 8ο C

zp = 2

ztot = 4

Din relația creșterii de temperatură se determină masa piesei încălzite mp

Se adoptă:

mp =2 kg

Cunoscând densitatea materialului din care este fabricat discul de presiune, (densitatea oțelului), se poate determina grosimea acestuia, l:

Se adoptă:

l =14mm

6.4.3 Calculul arcurilor de presiune

Forța de presiune pe discuri F se obține cu ajutorul unor arcuri montate în stare comprimată, pe partea frontală a discului de presiune sau prin montarea unui arc central. Prin utilizarea unui arc central se realizează o presiune mai uniformă pe discuri, dar se complică construcția rulmentului de presiune, deoarece arcul se montează tot pe arborele ambreiajului.

Valoarea forței F se determină din relația:

[N]

În care:

F – forța de apăsare;

μ – coeficientul de frecare;

z – numărul suprafețelor de frecare;

rm – raza medie de frecare.

Forța care acționează datorită unui arc se determină cu relația:

[N]

În care:

za – numărul arcurilor

0,85 – coeficient ce ia în considerație neuniformitatea acțiunii arcurilor.

Se adoptă:

za = 6 arcuri

Se consideră că deformația arcului crește cu 20%, rezultă forța de calcul va fi:

[N]

Deoarece arcurile de presiune sunt solicitate la torsiune, verificarea lor se face din acest punct de vedere cu ajutorul relației:

În care:

d – diametrul spirei arcului

D – diametrul mediu al arcului, în mm

a – tensiunea admisibilă la torsiune, a = (630…700)MPa

K – coeficient care depinde de secțiunea și curbura arcului

c – indicele arcului ce caracterizează curbura spirei

Se adoptă:

c = 6

Din relația de verificare, prin înlocuire, se obține relația cu ajutorul căreia se determină diametrul spirei arcului

Se adoptă conform STAS 795:

d = 5 mm

Pentru arcurile de presiune se alege sârma rotundă TRS -5 STAS 892-80

În determinarea numărului de spire active, se folosește graficul de variație a forței în funcție de săgeată, prezentat în figura 6.8.

Fig. 6.8. Graficul de variație a forței în funcție de săgeată

În care:

f0 – deformația arcului în stare pretensionată și corespunde forței inițiale F0

fmax – deformația arcului când ambreiajul este complet decuplat și corespunde forței maxime Fmax

f – deformația suplimentară ( distanța dintre suprafețele de frecare)

f = (0,375….0,75) mm – pentru ambreiajele cu două discuri

Deformația arcului în stare pretensionată se determină cu relația :

Deformația arcului corespunzătoare forței maxime se determină cu următoarea relație:

În care:

G = (75…83)103 MPa – modulul de elasticitate transversal, în funcție de material.

Se adoptă:

MPa

f = 0.65 mm

Scăzând cele doua relații se obține relația cu ajutorul căreia se poate determina numărul de spire active ale arcului de presiune.

spire

Se adoptă:

n = 1 spire

Lungimea constructivă liberă a arcului se stabilește cu relația:

În care :

s = (0,5 …..1)mm Jocul între spire când arcul este în stare comprimată

Se adoptă:

s = 1 mm

L = 33 mm

6.4.4Calculul arborelui ambreiajului

Momentul de torsiune, ce solicită arborele ambreiajului se determină cu relația:

[Nm] = 859,48

În care :

– coeficientul de sigurantă

Mn – momentul nominal al motorului

Schema de calcul pentru arborele ambreiajului este prezentată în figura 6.9

Fig 6.9 Schemă de calcul pentru arborele ambreiajului

Arborele ambreiajului este solicitat la torsiune de momentul de torsiune :

În care:

d – diametrul secțiunii minime în zona solicitată

a – tensiunea admisibilă la solicitarea de torsiune

a = 80….120MPa

Din relația de mai sus se poate determina valoarea diametrului secțiunii minime în zona solicitată, și anume:

Pentru arborele ambreiajului principal se alege arbore canelat cu profil dreptunghiular serie mijlocie: 8x32x38 STAS 1770-68 cu următoarele dimensiuni:

diametrul interior d = 32 mm

diametrul exterior D = 38 mm

grosimea canelurii b = 6 mm

înălțimea canelurii h = 3 mm

numărul de caneluri z =8 caneluri

Pentru arborele ambreiajului prizei de putere se alege arbore canelat și butuc canelat cu profil dreptunghiular serie mijlocie 6x28x34 STAS1770-68 cu următoarele dimensiuni:

diametrul interior d = 28 mm

diametrul exterior D = 34 mm

grosimea canelurii b = 7 mm

înălțimea canelurii h = 3 mm

numărul de caneluri z =6 caneluri

Canelurile arborelui ambreiajului sunt solicitate la strivire și forfecare de aceea sunt verificate:

La strivire:

În care:

l – lungimea pe care sunt executate canelurile, care în condiții normale se recomandă să fie egală cu diametrul exterior al arborelui

as – tensiunea admisibilă la strivire

as = (20….30)MPa

[MPa]

Verificarea canelurilor arborelui la forfecare:

În care:

as = (20…30) MPa – tensiunea admisibilă la forfecare

b – grosimea canelurii

[MPa]

6.4.5 Calculul discurilor ambreiajului

În cazul discurilor conduse, se verifică la strivire canelurile butucului, iar la forfecare și strivire niturile de fixare a discului de butuc cât și niturile de fixare a garniturilor de fricțiune pe disc.

Schema de calcul în care sunt verificate niturile de fixare este prezentată în figura 6.10.

6.10 Schema de calcul verificare nituri de fixare

Verificarea niturilor la strivire:

În care:

n –numărul niturilor

s – valoarea minimă dintre s1 si s2

r – raza de dispunere a niturilor

d1 – diametrul nitului

Se adoptă;

n = 8

s = s1 = 2 mm

r = 26,5 mm

d1 = 4 mm

Verificarea canelurilor butucului la strivire:

Se utilizează aceleași relații ca și în cazul arborelui, cu deosebirea că lungimea pe care sunt executate canelurile este mai mică.

Schema de ansamblu arbore – butuc este prezentată în figura 6.11.

Fig. 6.11. Schema de ansamblu arbore

Se adoptă:

l = 34 mm

MPa

6.4.6Calculul presiunii specifice pe suprafețele de frecare

Pentru determinarea acestei presiuni se utilizează relația

[N/mm2]

Aceasta presiune reprezintă și încărcarea specifică pe garniturile de fricțiune

[N/mm2]

6.4.7 Calculul mecanismului de acționare a ambreiajului:

Calculul mecanismului de comandă al ambreiajului se face în scopul determinării parametrilor acestui sistem, în așa fel încât deplasarea totala a pedalei și forța cu care se acționează asupra acesteia să nu depășească limitele prescrise.

Legătura dinte forța de decuplare Fd și forța de apăsare pe discuri F este dată de relația:

În care :

F – forța totală a arcurilor în cazul în care ambreiajul este decuplat

i – raportul de transmitere al pârghiilor de decuplare .

În figura 6.12 este prezentată schema de calcul a mecanismului de acționare a ambreiajului normal cuplat:

Fig 6.12 Schemă de calcul a mecanismului de acționare a ambreiajului

Pentru ambreiajul principal

Deplasarea totala a manșonului principal poate fi exprimată cu ajutorul relației:

În care:

S1 = (2…4) mm – deplasarea liberă a manșonului de cuplare

j = (0,4..0,5)mm – distanța între suprafețele de frecare în stare decuplată a ambreiajului

z – numărul suprafețelor de frecare

Se adoptă:

S1 = 2 mm

j = 0,5 mm

e = 89.5 mm

f = 15 mm

z = 2

Deplasarea pedalei ambreiajului principal se determină cu ajutorul relației:

În care:

ktr – raportul de transmitere al pedalei ambreiajului și pârghiei de acționare a manșonului.

Știind că raportul total de transmitere al mecanismului de acționare mecanică im are valoarea cuprinsă între (30…40) iar matematic se poate determina cu ajutorul relației:

se poate determina valoarea a:

Se adoptă:

im = 40

b = 281 mm

c = 311 mm

d = 6 mm

Pentru decuplarea ambreiajului prizei de putere sunt adoptate aceleași valori doar cu deosebirea că: e = 77.5 mm; f = 11 mm, ceea ce face ca raportul pârghiilor i să se modifice:

Se adoptă:

Sp1=15mm,

Sp2=13mm

CONCLUZII

În urma întocmirii lucrării de diplomă și documentarea asupra tractoarelor și încărcătoarelor frontale am realizat complexitatea calculelor și a metodei grafo-analitice asupra trasării caracteristicii de tracțiune.

În urma studiilor efectuate asupra încărcătoarelor cu o cupă în cadrul prezentului proiect se constată:

Încărcătoarele cu o cupă sunt mașini de construcții importante, utilizate la încărcarea diferitelor materiale.

Încărcătoarele pot fi echipate cu diferite organe de lucru (cupe de diferite forme),furci, palete, cârlige.

Perfecționarea atât funcțională cât și constructivă a tractoarelor agricole universale pe roți se obține prin creșterea puterii motoarelor.

Dotarea cu instalații hidraulice cu puteri mărite și prevăzute cu sisteme de comandă și control modernizate, precum și creșterea gradului de confort la conducerea la comanda tractorului au permis realizarea unor încărcătoare frontale cu performanțe constructive și funcționale ridicate.

Dotarea încărcătoarelor cu organe de încărcare cu diferite forme constructive și cu diferite funcții a dus la realizarea încărcării și manevrării marii majorității a materialelor din agricultură, atât a celor sub formă vărsată cât si sub formă compactă sau ambalată.

Dependența dintre masa totală a sistemului tractor-încărcător și sarcina de ridicare a cupei este dependentă de puterea motorului.

Prin trasarea caracteristicii de tractiune a tractorului cu transmisie mecanica am definit forțele motoare , vitezele teoretice și vitezele reale de lucru ale tractorului, consumul mediu și consumul specific de carburant dar și forța specifică de tracțiune în diferite trepte de lucru, determinând treapta principală de lucru a tractorului.

În urma realizării lucrării am aprofundat cunoștințe generale despre tractoare, despre construcția și funcționarea încărcătoarelor frontale, elemente generale de calcul și diagrame caracteristice ale motorului, aprofundarea prizelor de putere și a ambreiajelor duble, interpretarea rezultatelor asupra analizei motorului și trasarea caracteristicii de tracțiune a tractorului.

BIBLIOGRAFIE

Barskii, I.B. Konstruirovanie i rasciot traktorov. Mașinostroienie, Moscova, 1980.

Ghinzburg, Iu. V., Șved, A. I., Parfenov, A. P. Promîșlennîe traktorî, Mașinostroienie, Moskva, 1986.

Guskov,V.V. ș.a. Traktorî, ciasti III, konstruirovanie i rasciot, Vîșeișaia șkola, Minsk, 1981.

Ionescu, E., Pădureanu, V., Năstăsoiu, M. Curs general de mașini. Îndrumar de laborator, Universitatea Transilvania din Brașov, 1998.

Jula, A. ș.a. Proiectarea angrenajelor, Universitatea din Brașov, 1983.

Jula, A. ș.a. Organe de mașini. Vol.II, Universitatea din Brașov, 1989.

Năstăsoiu, M., Pădureanu, V., Năstăsoiu, S. Cu privire la avantajele și dezavantajele tractoarelor pe roți 4×4. În: Buletinul sesiunii științifice cu participare internațională ”Prezent și viitor în domeniul mașinilor și instalațiilor destinate agriculturii și industriei alimentare”, vol. II, INMA București, 1997, p. 182-187.

Năstăsoiu, M., Pădureanu, V., Năstăsoiu, S. Considerații privind patinarea autovehiculelor, În : Buletinul ESFA’98, vol. 1, București, 1998, p. 117-122.

Năstăsoiu, S. Turbomașini și acționări hidraulice pentru autovehicule, Universitatea din Brașov, 1980.

Năstăsoiu, S., Andreescu, C., Popescu, S., Frățilă, G., Cristea, D. Tractoare, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1983.

Năstăsoiu, S., Năstăsoiu, M. Considerații privind realizarea unei serii de tipodimensiuni de tractoare după criterii energetice și economice, În: Buletinul CONAT’88, vol. II, Universitatea Transilvania Brașov, 1988, p. 7-12.

Nițescu, Gh., Năstăsoiu, S., Popescu, S. Tractoare, Editura Didactică și Pedagogică, București,1974.

Pereș, Gh., Untaru, M., Filip, N, Todor, I., Ispas, N. Transmisii speciale și acționări pentru tractoare, Universitatea din Brașov, 1989.

Renius, K. Th. Traktoren, BLV-Verlagsgesellschaft und Verlagsunion Agrar, München, 1987.

Tecușan, N. și Ionescu, E. Tractoare și automobile, Editura didactică și pedagogică, București,1982.

Wong, J. Y. Theory of Ground Vehicles, JohnWiley & Sons, Inc., New York,1993.

Scripnic, V., Babiciu, P., Mașini agricole, Editura Ceres București 1979.

E.Ionescu.,V.Câmpian., S.Popescu., Gh. Pereș.,Tractoare și automobile I, Universitatea Din Brașov 1979.

E.Ionescu.,V.Câmpian., S.Popescu., Gh. Pereș., Tractoare și automobile II, Universitatea Din Brașov 1979.

V.Ciobanu., N.Antonoaie., Mașini, Utilaje și Instalații pentru construcții forestiere. Îndrumar de lucrări practice., Universitatea Din Brașov 1988.

Șt.Mihăilescu., Mașini de construcții și pentru prelucrarea agregatelor., Editura Didactică și Pedagogică București 1983.

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: Să se proiecteze un tractor 4×4 echipat cu un m.a.c. cu puterea nominală Pn45 kW și turația nominală nn2100 rotmin, cu 93 trepte, cu priză de putere… [304228] (ID: 304228)

Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.

Să se proiecteze un tractor 4×4 echipat cu un m.a.c. cu puterea nominală Pn45 kW și turația nominală nn2100 rotmin, cu 93 trepte, cu priză de putere… [304228]

Copyright Notice

Tema lucrării de diplomă : [620676]

Domeniul eticii [617761]

Lucian Blaga a fost un filosof, poet, dramaturg, traducător, jurnalist, profesor [615656]

Université de lOuest de Timișoara [605181]

CAPITOLUL 4. METODOLOGIA CERCETĂRII 4.1. Formularea și stadiul problemei de cercetat Terapia ocupațională este arta dar și știința de a direcționa… [306876]

SPECIALIZAREA: SISTEME DE CONTROL ÎNCORPORATE LUCRARE DE DISERTAȚIE Navigarea autonom ă pentru o platform ă robotic ă mobil ă cu ro ți Mecanum… [610313]

Copyright Notice

Similar Posts