Gheorghe MANOLACHE [631597]

Gheorghe MANOLACHE

CALCULUL ȘI CONSTRUCȚIA
AUTOVEHICULELOR RUTIERE 1
– ELEMENTE ALE TRANSMISIEI A.R. –

ÎNDRUMAR PENTRU
PROIECTUL SEMESTRIAL

IAȘI
– 2011 –

2

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1
Cuprins

Tema proiectului…………………………….. …………………………………………… ……..5
Date inițiale……………………………….. …………………………………………… ………….5
Trasarea caracteristicii de turație la sarcină tota lă……………………………………5
Determinarea raportului transmisiei principale….. ……………………………………12
Etajarea cutiei de viteze…………………….. …………………………………………… ……13
Proiectarea ambreiajului……………………… …………………………………………… …17
Determinarea momentului de calcul……………… ………………………………………18
Determinarea forței de apăsare necesare………… …………………………………….21
Verificarea la uzură…………………………. …………………………………………… ……..22
Verificarea la încălzire……………………… …………………………………………… ……..24
Calculul arcului diafragmă……………………. …………………………………………… ….28
Calculul de rezistență al arcului tip diafragmă…. ………………………………………35
Calculul arborelui ambreiajului……………….. …………………………………………… .37
Calculul mecanismului de acționare…………….. …………………………………………40
Calculul cutiei de viteze mecanice, în trepte…… ……………………………………….43
Diametrele de divizare ale roților dințate……… …………………………………………46
Soluția de fixare și blocare a treptei de viteză… ………………………………………..48
Schema cinematică a cutiei de viteze…………… …………………………………………48
Dimensionarea arborilor din diagramele de încărcare ……………………………….50

3

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1
Bibliografie

1. Abăităncei, D., Hașegan , C., Stoica, I., Claponi, D., Cihodaru, I. : Motoare pentru automobile și
tractoare – Construcție și tehnologie , vol. 2, Ed. Tehnică, București, 1980.
2. Aramă, C., ș.a.: Automobilul de la A la Z, Ed. Militară, București, 1985.
3. Cernea, E.: Mașini termice cu pistoane libere , Ed. Militară, București, 1960.
4. Constantinescu, P.: Motorul termic și turbina , Ed. Tineretului, București, 1968.
5. Creța, G.: Turbine cu abur și gaze , Ed. Didactică și Pedagogică, București, 1981.
6. Cristea, P.: Practica automobilului , vol. 2, Ed. Tehnică, București, 1966.
7. Cristescu, D., Răducu, V.: Automobilul. Construcție. Funcționare. Depanare , Ed. Tehnică, București,
1986.
8. Frățilă, Gh.: Noutăți în automobilism , Ed. Tehnică, București, 1968.
9. Heinz Heisler: Advanced Engine Technology , SAE International, 1995.
10. Heinz Heisler: Advanced Vehicle Technology , Elsevier Science, Reed Educational and Profession al
Publishing, 2 nd edition, 2002.
11. Ispas, Șt.: Motorul turboreactor , Ed. Tehnică, București, 1981.
12. Kirillin, V.A., Sîcev, V.V., Șeindlin, A.E.: Termodinamica , ed. a II-a, Ed. Științifică și Enciclopedică,
București, 1985.
13. Manea, Gh.: Organe de mașini, vol. I, Ed. Tehnică, București, 1970.
14. Moțoc, I, Popescu, I.: Autobuze cu motoare Diesel orizontale , Ed. Tehnică, București, 1979.
15. Rakosi, E., Roșca, R., Manolache, Gh.: Ghid de proiectare a motoarelor de automobil , Editura
“Politehnium” Iași, 2004.
16. Rakosi, E., Roșca, R., Manolache, Gh.: Sisteme de propulsie pentru automobile , Editura “Politehnium”
Iași, 2006.
17. Roșca, R.: Autovehicule rutiere si tractoare, vol. I, Ed. “Cutia Pandorei”, Vaslui, 2002,
18. Roșca, R., Rakosi, E., Vâlcu V., Manolache, Gh.: Autovehicule rutiere si tractoare, vol. II, Editura
“Politehnium” Iași, 2004.
19. Roșca, R., Rakosi, E.: Sisteme neconvenționale de propulsie și transport , Editura “Gh. Iași” Iași, 2003.
20. Roșca, R., Rakosi, E., Manolache, Gh., Roșu, V.: Elemente de tehnologia autovehiculelor, Editura
“Politehnium” Iași, 2005.
21. Slătineanu, R.: Simbolizări și corespondențe de oțeluri , Centrul de documentare și Publicații Tehnice al
Industriei Metalurgice, București, 1973.
22. Smilaenov, B., Iolov, Ț., Miloșova, M.: Traktorî i avtomobili , Sofia, 1980.

4

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 23. Tecușan, N., Ionescu, E.: Tractoare și Automobile , Ed. Didactică și Pedagogică, București, vol.2, 19 80.
24. Urdăreanu, T., Gorianu, M., Vasiliu, C., Canță, T.: Propulsia și circulația autovehiculelor cu roți , Ed.
Științifică și Enciclopedică, București, 1987.
25. * * * High Power Rating Timing Drives . Methode de calcul , Pirelli Power Transmission.
26. * * * http://www.carbibles.com
27. * * * ISORAN, Synchronous drives calculation handbook , Pirelli Group.
28. * * * Standarde Române, Catalog 2002 , Ed. Tehnică, București, 2002.
29. * * * Volvo – ECT – Environmental Concept Truck , Volvo Truck Corporation, Göeteborg, Sweden,
1997.
30. * * * Suport de curs la disciplina Calculul și Construcți a Autovehiculelor Rutiere 1

5

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 Tehnoredactare: Vlad Vornicu

Tema proiectului

Să se proiecteze următoarele elemente ale transmisi ei unui autovehicul:
1. Ambreiajul. Mecanismul de acționare
2. Cutia de viteze
Date inițiale (preluate din catalogul mașinii)
Autovehicul: Rover 45 2.0 iDT
Se impun următorii parametric dinamici:
Vmax = 170 km/h (viteza maximă)
G0 = 1230 kgf = 12100 N (greutatea autovehiculului g ol)
Np = 5 pasageri
Dimensiuni pneuri: 195/55 R15
Dimensiuni autovehicul: l = 1652 mm; h = 1390 mm
Panta maximă urcată în treapta I a cutiei de viteze : α max = 17˚- 19˚
Pmax = 74 kW / n p = 4200 rpm (puterea maximă)
Mmax = 240 Nm / n M = 2000 rpm (cuplul maxim)

6

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 Etapa I:

I. Trasarea caracteristicii externe (Caracteristica de turație la sarcină
totală)
Pentru calculul organelor de transmisie este necesa ră trasarea acestei
caracteristici la scară. Caracteristica va rezulta în urma calculelor din această etapă.
A. Trasarea curbei de putere
Pentru trasarea curbei de putere se calculează pute rea la viteză maximă P vmax și
puterea maximă dezvoltată de motor P max .

, în care:
;
, unde:
• G p – greutate pasageri;
Gp = 75 kgf
• G b – greutate bagaje;
Gb – 20 kgf

• f – coeficientul de rezistență la rulare;

Obs.: Relație valabilă pentru v > 50 [km/h]

7

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1
• k – coeficient aerodinamic [daN ⋅ ⋅ ];
k = 0,02………0,035 [daN ⋅ ⋅ ] – se alege în funcție de aerodinamicitatea
autovehiculului

• A – aria secțiunii transversale a autovehiculului;

H – înălțimea autovehiculului
l – lățimea
– coef. de corecție

= 170 [hm/h]

8

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1
Puterea maximă dezvoltată de motor se calculează po rnind de la puterea la viteza
maximă, cu raportul:
/ , unde:
[rpm] – turația la viteză maximă

[rpm] – turația la putere maximă

– coeficienți ce depind de (coef. de elasticitate a motorului)

9

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1

Din datele inițiale se adoptă turația la putere max imă, , apoi se calculează ,
respectând plajele uzuale de valori de mai sus.
Obs.: Se acceptă că .

0,940905 + 0,7363548 – 0,69585966 = 0,9814

Obs.: Ca și verificare, dacă rezultă din calcule mult mai mare decât puterea
maxima a autovehiculului luat ca model se poate mic șora coeficientul aerodinamic. În
cazurile în care diferența este foarte mare se va m icșora viteza maximă impusă prin
tema proiectului cu până la 10-15%.
Notă :
Calculul puterii efective, descris în cele ce urmea ză se face tabelat pentru valori
ale turației, cuprinse între – turația minimă stabilă și , cu pasul de 100
rpm. La obținerea punctului (valorii) de maxim a pu terii efective – pentru
pasul se poate micșora, înainte și după lq 50 rpm, pentru o bună
evidențiere a zonei de maxim.
Astfel, se stabilește turația minimă stabilă:
, unde:

10

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 – puterea efectivă la turația n este dată de relați a:

,

B. Curba de moment
Momentul efectiv la o turație dată (n) este:

C. Curba de consum specific

– MAS
– MAC
D. Curba de consum orar

11

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1
Tabel 1:

n Pe Me Ch ce
[rpm] [kW] [Nm] [kg/h] [g/kWh]
890 20,60385 221,0862 5,591623 271,3873
990 23,13886 223,2082 6,219895 268,8073
1090 25,69546 225,13 6,848168 266,5127
1190 28,26737 226,8516 7,47644 264,4901
1290 30,84828 228,373 8,104712 262,7281
1390 33,43193 229,6942 8,732984 261,2169
1490 36,012 230,8152 9,361257 259,9482
1590 38,58223 231,736 9,989529 258,9153
1690 41,13631 232,4567 10,6178 258,1126
1790 43,66797 232,9771 11,24607 257,536
1890 46,1709 233,2974 11,87435 257,1824
1990 48,63883 233,4175 12,50262 257,0501
2090 51,06546 233,3374 13,13089 257,1384
2190 53,44451 233,0571 13,75916 257,4476
2290 55,76969 232,5766 14,38743 257,9795
2390 58,0347 231,896 15,01571 258,7367
2490 60,23327 231,0151 15,64398 259,7232
2590 62,35909 229,9341 16,27225 260,9443
2690 64,40589 228,6529 16,90052 262,4065
2790 66,36737 227,1715 17,5288 264,1177
2890 68,23724 225,4899 18,15707 266,0874
2990 70,00923 223,6081 18,78534 268,3266
3090 71,67703 221,5261 19,41361 270,8485
3190 73,23436 219,2439 20,04188 273,6678
3290 74,67493 216,7616 20,67016 276,8018
3390 75,99245 214,079 21,29843 280,2703
3490 77,18064 211,1963 21,9267 284,0959
3590 78,2332 208,1134 22,55497 288,3044
3690 79,14385 204,8303 23,18325 292,9254
3790 79,9063 201,347 23,81152 297,993
3840 80,22998 199,5303 24,12565 300,7062
3890 80,51425 197,6635 24,43979 303,5461
3940 80,75833 195,7467 24,75393 306,5186
3990 80,96143 193,7799 25,06806 309,6297
4040 81,12276 191,763 25,3822 312,8863
4090 81,24154 189,696 25,69634 316,2955
4140 81,31698 187,579 26,01047 319,8652
4190 81,34829 185,412 26,32461 323,6037
4200 81,34919 184,9726 26,38743 324,3724

12

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1

II. Determinarea raportului transmisiei principale
Se face din condiția de viteză maximă a autovehicul ului în treapta de viteză cu
raport unitar ( ).

13

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 d = 15” = 15 ⋅25,4 = 381 [mm] = 0,381 [m]
H – înălțimea pneului
H = 0,55 ⋅ 195 = 107,25 [mm] = 0,10725 [m]

III. Etajarea Cutiei de Viteze:

Raportul de transmitere în treapta I se determină d in condiția de pantă maximă
impusă, pantă pe care autovehiculul trebuie să o ur ce în această treaptă de viteză, cu
motorul funcționând pe caracter de turație la sarcină totală , la turația de cuplu
maxim ,
Forța la roată sau forța de tracțiune, necesară în acest caz este:
[N], unde:

f – coeficientul de rezistență la rulare
(viteza fiind mică, se poate aproxima cu f = (1,4 – 1,6) )

14

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 Se observă că s-a neglijat rezistența aerului, deoa rece viteza are valori reduse.
Raportul în treapta I are expresia:

– raza de rulare
– momentul (cuplul) maxim

Rapoartele de transmitere ale schimbătorului de vit eze sunt în progrese geometrică,
cu o rație (rație de etajare). Rația progresiei geometrice și numărul treptelor
de viteză sunt alese astfel încât să fie îndeplinit ă condiția: .
Cele două turații, sunt turațiile între care motorul funcționează sta bil și
trebuie să îndeplinească condiția: .
Pentru treapta k de viteză avem: .
Considerând k treapta maximă de viteză ca fiind tre aptă cu raport de transmitere
unitar (fără treaptă de supraviteză), vom avea
.
Pentru calculul efectiv, se procedează mai întâi la stabilirea unei rații de etajare
inițială q, considerând pentru început:
numărul minim al treptelor de viteză:

15

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 .
Se rotunjește la valoarea imediat superioară și obținem numărul treptelor de
viteză, k.
+1, unde […] reprez. partea întreagă.
Cu această nouă valoare, k, se calculează apoi rați a de etajare a cutiei de viteze
, rație care se utilizează în calculul celorlalte t repte de viteză, după
formula:
.

Notă:
Dacă se dorește adoptarea unei trepte de supravitez ă se stabilește raportul acesteia
.
Observație:
În urma acestei etape se trasează caracteristica ex ternă pe hârtie milimetrică.

Numărul minim al treptelor de viteză va fi:

+1

16

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1

Pentru o treaptă de viteză oarecare, j, avem:

17

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 Etapa a II-a:
Proiectarea Ambreiajului

Din etapa anterioară se adoptă , (din diagramă se iau
valori rotunjite).
Rolul ambreiajului:
Ambreiajul este elementul de legătură dintre motor și transmisie și are rolul de a
permite decuplarea motorului de transmisie și ulter ior cuplarea progresivă a acestora.
• Condiții impuse la decuplare:
Decuplarea este necesară la pornirea de pe loc, dar și în timpul deplasării, pentru
schimbarea treptelor de viteză. De altfel, decuplar ea trebuie realizată și în staționare,
când motorul este pornit, și la frânare, când turaț ia motorului tinde să scadă sub cea
stabilă.
• Condiții impuse la cuplare:
La pornirea de pe loc, accelerații mai mari de conduc la disconfortul
pasagerilor, la producerea unor avarii ale încărcăt urii și la suprasolicitarea organelor
de transmisie. Efortul la pedală trebuie să nu fie prea mare, iar cursa pedalei trebuie
să aibă o valoare relative redusă.

Cerința principală impusă ambreiajelor este ca mome ntul pe care îl poate transmite
să fie reglabil, lucru care poate fi obținut prin m ai multe soluții constructive, dintre
care cea mai simplă este soluția cu discuri de fric țiune. Ambreiajul automobilului
servește la decuplarea temporară și la cuplarea lin ă a transmisiei cu motorul.
Decuplarea este necesară la oprirea și frânarea aut omobilului sau la schimbarea
vitezelor. Cuplarea lină este necesară la pornirea din loc și după schimbarea vitezelor.
Prin decuplarea motorului de transmisie roțile dinț ate din cutia de viteze nu se mai
află sub sarcină și cuplarea lor se poate face fără eforturi mari între dinți. În caz
contrar, schimbarea vitezelor este aproape imposibi lă, funcționarea cutiei de viteze

18

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 este însoțită de zgomot puternic, uzura dinților es te deosebit de mare și se poate
produce chiar ruperea lor.Cuplarea lină a arborelui cutiei de viteze cu arborele cotit al
motorului, care are turația relativ mare, asigură c reșterea treptată și fără șocuri a
sarcinii la dinții roților dințate și la piesele tr ansmisiei, fapt care micșorează uzura și
elimină posibilitatea ruperii lor.

1. Determinarea momentului de calcul
Momentul de calcul al ambreiajului – coeficient
de siguranță.
Alegerea valorii coeficientului de siguranță β se f ace ținându-se seama de tipul și
destinația automobilului, precum și de particularit ățile ambreiajului.
Pentru valori mari ale coeficientului de siguranță se reduce intensitatea patinării
ambreiajului, deci și lucrul mecanic de patinare, c rește durata de funcționare a
ambreiajului, se reduce timpul de ambreiere și se î mbunătățesc performanțele
dinamice ale automobilului.
Mărirea exagerată a coeficientului de siguranța conduce la apariția unor suprasarcini
în transmisie, în special la frânarea bruscă a auto mobilului, precum și mărirea forței
necesare decuplării ambreiajului.
Reducerea valorii coeficientului de siguranță a ambreiajului conduce la o bună
protecție a transmisiei la suprasarcini, dar la o u zură mai mare a discurilor, deoarece
patinarea ambreiajului este mai intensă. Forța nece sară decuplării este mai redusă.
Transmiterea integrală a momentului motor și după u zarea maximă normala a
garniturilor de frecare înseamnă că, în această sit uație limită, coeficientul de siguranță
al ambreiajului să fie mai mare sau cel mult egal c u unu.
Obs.: La alegerea β se ține seama de tipul și desti nația autovehiculului, precum și de
particularitățile constructive.
În timpul exploatării autovehiculului, β se micșore ază ca urmare a uzurii continue de
frecare. Prin micșorarea grosimii acestora, arcul s e destine, așadar scade forța de
apăsare inițială.

19

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 Pentru evitarea patinării, .
Se adoptă .

2. Determinarea momentului de frecare al ambreiajului:

Forța normal elementară pe elementul de arie dA est e:

Forța de frecare elementară:
, unde (coef. de frecare
azbest-fontă).

20

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 pe suprafața de frecare .

Cum un disc de ambreiaj are două suprafețe de freca re, relația de calcul pentru un
ambreiaj cu n discuri devine:

F
3. Determinarea dimensiunilor garniturilor de frecare
Suprafețele garniturilor de frecare se calculează c u relațiile:

pentru autoturisme.

Se adoptă și se calculează

21

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1

= … [cm], = … [cm]

= 125 [mm]
= 77,5 [mm]

Recalculăm

Se calculează raza medie a suprafeței de frecare:

4. Determinarea forței de apăsare necesare:
Din condiția

22

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1

5. Determinarea presiunii specifice dintre suprafețele de frecare:

6. Verificarea la uzură:
Pentru aprecierea uzurii se calculează lucrul mecan ic specific de frecare:

L se calculează aproximativ pentru mai multă sigura nță prin două metode:
a.

23

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 și condiția este

b. și condiția ,
unde:

– greutatea automobilului
n – turația motorului la pornirea de pe loc ( )
Pentru mai multă siguranță se poate face calculul c u:

24

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 a.

b.

7. Verificarea la încălzire:
Se verifică la încălzire discul de presiune (din oț el sau fontă).
Creșterea de temperatură la cuplare:

Pentru C – căldura specifică a piesei verificate.

25

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 ( )

Pentru cu metoda a. .
Pentru cu metoda b. .

Calculul arborelui ambreiajului

26

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1

• Din condiția de rezistență la strivire va rezulta l ungimea canelurii:

(coeficient de neuniformitate a suprafeței)

• Din condiția de rezistență la torsiune:

Conform STAS 7793-6:

27

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1

28

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 Etapa a III-a:
Calculul Arcului Diafragmă
Scopul etapei constă în trasarea curbei de variație (caracteristicii elastice) a forței în
funcție de săgeata arcului.
La decuplare, indiferent de tipul arcului folosit p entru a crea forța de apăsare normală
(pe garniturile de fricțiune), acesta trebuie să fi e comprimate (de către rulment) peste
valoarea la care forța de apăsare devine nulă (pent ru a crea astfel un joc între
suprafețele de frecare).
Jocul este necesar pentru a ne asigura că decuplare a ambreiajului se face complet.
Săgeata suplimentară se calculează cu relația:
, unde:

[mm] (valorile mari sunt pentru discuri de ambreia j cu
)
Se adoptă

Uzura admisibilă a unei garnituri este:
Se adoptă
Obs.: Pentru arc diafragmă se consideră .

Se adoptă jocul dintre capătul interior al arcului diafragmă și rulmentul de presiune.

29

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1

A. Trasarea Caracteristicii

Funcție de raportul H/h, caracteristica arcului dif eră ca alură. În cazul ambreiajelor de
automobil se adoptă un raport , care conduce la o formă a
caracteristicii arcului ca în figura următoare:
După cum se observă, arcul diafragmă conține
porțiuni cu rigiditate negativă pentru care creșter ea
săgeții duce la micșorarea forței de apăsare (regi m
instabil).
Punctul de lucru al arcului diafragmă se alege în A
pentru ca variații mici ale săgeții să determine
variații mici ale forței de apăsare. Pentru mărirea
elasticității, arcurile diafragmă au practicate tăi eturi
radiale pe o anumită lungime.

Cu notațiile din figură, caracteristicile construct ive
ale arcului sunt:

30

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1

Pentru ca arcul să se găsească în echilibru, moment ul forțelor exterioare trebuie să fie
egal cu momentul forțelor interioare din partea con tinuă a arcului.
Dacă se ține seama că este realizat prin rotirea cu forța cu care arcul
apasă discul de presiune este:

unde:
H – înălțimea părții continue a arcului [mm]
înălțimea totală a arcului.
Din asem. de triunghiuri rezultă .
Se adoptă .
Valori standardizate: 1; 1,15; 1,25; 1,5; 1,75; 2; 2,25; 2,5.
Se calculează
Tot din asem. Triunghiurilor se obține rel. de legă tură:

31

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1
se calculează din relațiile deformației elastice:

unde:
– (se poare determina și grafic)
Coeficientul , unde – lățimea unei lamele (vezi fig.)
z – numărul de tăieturi
Ținând seama de faptul că lățimea unei tăieturi est e de 2…4 [mm], se calculează
.
Relația forței cu care apasă arcul asupra garniturilor de fricțiu ne în absența forței
( – nu este acționat ambreiajul), se poate scrie:

Dacă notăm mărimile adimensionale și astfel:

și

obținem:

Caracteristica externă va arăta ca în figura următo are. În cadranul I se găsește graficul

32

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 . Când , graficul indică variația forței de apăsare a arcu lui asupra
garniturii de fricțiune .

E – modului de elasticitate longitudinal (modulul l ui Young);
– coeficientul Poisson.

Procedeu de lucru:
Se calculează cu pas de 0,1 pentru săgeata adimensi onală forța de apăsare și se
completează tabelul.
f1=…[mm] F1=…[N]
0,1 0,0490273 0,25 569,514914
0,2 0,0931332 0,5 1081,8618
0,3 0,1325535 0,75 1539,78034
0,4 0,1675243 1 1946,01022
0,5 0,1982811 1,25 2303,29111
0,6 0,2250601 1,5 2614,36271
0,7 0,2480968 1,75 2881,96468
0,8 0,2676273 2 3108,83672
0,9 0,2838874 2,25 3297,7185
1 0,2971129 2,5 3451,34972
1,1 0,3075397 2,75 3572,47003

33

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 1,2 0,3154036 3 3663,81914
1,3 0,3209404 3,25 3728,13673
1,4 0,3243861 3,5 3768,16246
1,5 0,3259764 3,75 3786,63604
1,6 0,3259472 4 3786,29713
1,7 0,3245344 4,25 3769,88542
1,8 0,3219738 4,5 3740,14059
1,9 0,3185012 4,75 3699,80233
2 0,3143526 5 3651,61031
2,1 0,3097637 5,25 3598,30422
2,2 0,3049703 5,5 3542,62374
2,3 0,3002085 5,75 3487,30855
2,4 0,2957139 6 3435,09833

Deoarece ambreiajul trebuie să asigure și jocul dintre garnituri și discul de
presiune sau volant, pentru decuplarea completă va trebui să continuăm calculul
după aflarea forței maxime pentru o comprimare impl ementară cu valoarea .
Forța maximă din tabelul de mai sus va deveni forța la cuplare și de aceea
trebuie să fie cel puțin de valoarea forței de apăs are F calculată în etapa anterioară.
Condiția 1 este ca: .
Ambreiajul trebuie să asigure și transmiterea momen tului după uzura
garniturilor (până la valoarea admisibilă ). De aceea, în tabel și în grafic trebuie să
avem îndeplinită condiția 2:

Adică să putem transmite momentul maxim până când β devine 1.
În cadranul IV al graficului se va găsi graficul fo rței de apăsare a rulmentului de
presiune , unde: și (relație obținută din condiția de
echilibru).
În cadranul II al graficului este reprezentată scăd erea forței de apăsare rezultante a
arcului când și se apasă pedala ambreiajului, așadar crește până la
anularea lui (decuplare).

34

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1
f2 F2[N]
0,45434 0,013074 1,135849 151,8706
0,900715 0,024836 2,251788 288,4965
1,339508 0,035348 3,348771 410,6081
1,771101 0,044673 4,427751 518,9361
2,195874 0,052875 5,489684 614,211
2,614209 0,060016 6,535523 697,1634
3,026489 0,066159 7,566223 768,5239
3,433095 0,071367 8,582737 829,0231
3,834408 0,075703 9,586021 879,3916
4,230811 0,07923 10,57703 920,3599
4,622684 0,082011 11,55671 952,6587
5,01041 0,084108 12,52603 977,0184
5,39437 0,085584 13,48593 994,1698
5,774946 0,086503 14,43737 1004,843
6,15252 0,086927 15,3813 1009,77
6,527473 0,086919 16,31868 1009,679
6,900186 0,086543 17,25047 1005,303
7,271043 0,08586 18,17761 997,3708
7,640423 0,084934 19,10106 986,614
8,008709 0,083827 20,02177 973,7627
8,376283 0,082604 20,94071 959,5478
8,743526 0,081325 21,85882 944,6997
9,11082 0,080056 22,77705 929,9489
9,478547 0,078857 23,69637 916,0262

35

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 Etapa a IV-a:
Calculul de rezistență a arcului tip diafragmă

În cazul arcului diafragmă cu tăieturi
după generatoare, solicitarea
maximă apare în porțiunea circulară
ce trece prin pct. B (vezi figura).

Considerăm starea de eforturi unitară biaxială. Efo rturile unitare normale vor fi:
a). Efortul de compresiune:

la care:

36

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1

b). Efortul la încovoiere:

Se va calcula efortul echivalent .

Se alege un oțel pentru arcuri (STAS 795-77).
Ex.: 51 V Cr 11 A, 60 Si 15 A, OLC 85 A etc.
Dacă

Material: 51 Si 17 A

37

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 ;
Calculul arborelui ambreiajului

Arborele ambreiajului (care este în acest caz cât ș i arborele primar al cutiei de viteze)
are o porțiune corelată pe care se deplasează butuc ul discului condus.
Solicitarea principal este cea de torsiune cu Mc (m omentul de calcul al ambreiajului).

După calcul, se compară cu .
În cazul nostru (se dorește dimensionarea), pornim însă de la adoptarea lui
(adoptarea materialului). Diametrul interior va fi .

Din STAS 1768-68 =>

38

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1

(opțional)

Atât canelurile arborelui cât și cele ale butucului sunt supuse la strivire. Considerând
raza medie a canelurilor:

Presiunea de strivire este:

În care:

39

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 Se recomandă

23,71 MPa
Dacă se va face verificarea la forfecare.

b – lățimea canelurilor
Valorile admisibile ale

Observație:
Considerând valorile adoptate pentru rezistențele a dmisibile se alege din STAS 791-88
un material pentru arbore (oțeluri de cementare).
Material arbore ambreiaj: 18MnCr11.

Definiție :
Oțelurile de cementare sunt oțeluri la care stratul superficial de carbon este îmbogățit,
prin încălzirea și menținerea la o temperatură supe rioară zonei de transformare, într-
un mediu carburant lichid, solid sau gazos. După ce mentare urmează călirea și o
revenire la temperaturi între 150 – 200 grade Celsi us, pentru eliminarea tensiunilor
remanente din material.
După prelucrarea suprafețelor canelate se tratează prin călire prin curenți de înaltă
frecvență (C.I.F.).

40

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 C.I.F. este un procedeu de călire superficială la c are încălzirea se face prin inducție
electromagnetică.
Se aplică pieselor de oțel (cu conținut de carbon de 0,3.. . 0,8 %) sau de fontă, pentru
obținerea unei structuri martensitice dure (duritat e 56… 62 HRC) la suprafață,
concomitent cu menținerea structurii moi, maleabile , în miezul pieselor.
După încălzirea la cca. 900°C, se face răcirea în apă, ulei sau aer.

Calculul mecanismului de acționare

După cum se vede in figură, sistemele de acționare a ambreiajului sunt de două feluri:

a) sistem de acționare mecanic
b) sistem de acționare hidraulic

În funcție de complexitatea și mărimea ambreiajului , fiecare producător auto alege ce
tip de mecanism de acționare să monteze pe un autov ehicul. Totuși, pentru a afla care
mecanism se potrivește, se fac în prealabil o serie de calcule care ajută la
determinarea unor dimensiuni cum ar fi: lungimea pe dalei, lungimea pârghiei de
debreiere și altele.

• În concluzie, pentru un sistem mecanic de acționare vom folosi următoarele
relații:

41

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 Forța de apăsare a pedalei:

Cursa pedalei va fi:

• Pentru sistemele de acționare hidraulice, se regăse sc următoarele relații:

Forța de apăsare a pedalei:

Cursa pedalei va fi:

Astfel:

42

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1

43

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1 Etapa a V-a:
Calculul cutiei de viteze mecanice, în trepte

a). Calculul roților dințate:

Numărul treptelor de viteză precum și rapoartele de transmitere ale treptelor se
determină din calculul dinamic al autovehiculului.

Soluția constructivă de realizare a cutiei de vitez e depinde de tipul autovehiculului și
organizarea acestuia. Astfel, la autoturismele orga nizate după soluția clasică, de
obicei se utilizează cutii de viteze cu trei arbori , in timp ce la autoturismele organizate
după soluția “totul in față” sau “totul in spate” s e preferă cutiile de viteze cu doi
arbori, din motive legate de reducerea gabaritului. La autocamioane și autobuze
cutiile de viteze sunt de
tipul cu trei arbori; la unele autocamioane se util izează și cutii de viteze compuse. La
tractoare se întâlnesc atât cutiile de viteze cu do i arbori, cat și cele cu trei arbori sau
compuse (care permit obținerea unui număr mare de r apoarte de transmitere).

Pentru cuplarea treptelor de mers înainte in prezen t este practice generalizată soluția
cu roți dințate angrenate permanent și mufe cu disp ozitive de cuplare. La unele
camioane, autobuze și tractoare, pentru treptele in ferioare se mai utilizează soluția
de cuplare a treptelor prin deplasarea axială a roț ilor. Această soluție este utilizată și
pentru treapta de mers înapoi.

Pentru calcule de predimensionare a cutiei de vitez e, modulul normal al roților
dințate se poate determina cu ajutorul nomogramei d in fig. 120, in funcție de cuplul la
arborele secundar in prima treaptă a cutiei de vite ze.

Cuplul la arborele secundar pentru prima treaptă se determină cu relația:

în care M emax este cuplul maxim al motorului [daN*m], i kI este raportul de
transmitere al primei trepte de viteze, iar η cv este randamentul cutiei de viteze
(0.9…0.95). Valorile recomandate ale modulului su nt cele în zona cuprinsă intre cele
două linii groase; pentru autoturisme se prefer val orile inferioare (ce permit
micșorarea gabaritului), în timp ce pentru autobuze , camioane se vor utiliza valorile
superioare ale modulului.

44

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1

Valorile standardizate ale modulului normal sunt pr ezentate mai jos.
Valorile de pe poziția I sunt cele preferate, dar p entru autoturisme se admite și
folosirea modulilor de pe poziția II.

45

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1
Unghiul de înclinare a danturii:

Treapta I II III IV
Perechi de
roți dințate

46

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1

Diametrele de divizare ale roților dințate:

32,5 97,5 42,5 87,5 52,5 77,5 65 62,5

47

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1
Etapa a VI-a:
Calculul arborilor cutiei de viteze

Date inițiale:

1. Puterea nominală de transmis și momentul maxim:

2. Turația arborelui motor:

3. Raporturi de transmitere:

Treapta I II III IV
3,04 2,098 1,4486 1
3 2,058 1,476 1

A. Alegerea schemei de organizare a cutiei de viteze:

1. Alegerea tipului de sincronizator:

Spre exemplu, sincronizator conic cu inerție
cu inele de blocare și dispozitiv de fixare cu
bile.
1 – supraf. tronconică
2 – inel de blocare
3, 6 – dantură de cuplare
4 – roată dințată
5 – guler coroană
7 – supraf. tronc. inel.
8 – bilă
9 – arc
10 – manșon
11 – dantură manșon
12 – pastilă

48

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1
2. Soluția de fixare și blocare a treptei de viteză:

a. Dispozitiv de fixare:

b. Dispozitiv de blocare:

3. Schema cinematică :

49

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1
b – lățimea roților dințate

50

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1

În urma calculelor de rezistență s-au determinat di ametrele pentru tronsoanele celor
patru trepte ale cutiei de viteze.

De menționat este faptul că pentru a îmbunătăți pro cesul de calcul, calculele au fost
realizate în proporție de 50 de procente în Microso ft Excel.

Schema de încărcare pentru treapta I este anexată î n proiect.

Pentru arborele I, momentele echivalente și dimensi unile au fost surprinse în tabelul
următor:

Treaptă a b r d* d
I 33 274 16,25 508,7 37,28 38
II 115 192 21,25 881,6 44,78 45
III 154 153 26,25 776,8 42,93 43
IV 274 33 32,5 353,6 33,03 34
u.m. [mm] [mm] [mm] [N∙m] [mm] [mm]

51

Universitatea Tehnică “Gheorghe Asachi” din Iași – Fac ultatea de Mecanică – Îndrumar proiect CCAR 1
De asemenea, pentru arborele al II-lea, momentele e chivalente și dimensiunile au fost
surprinse în tabel:

Treaptă a b c r d* d
I 33 274 33 48,75 1308,02 652,8 51,08 52
II 115 192 33 43,75 903 450,6 45,14 46
III 154 153 33 38,75 625,5 311,1 39,9 40
IV 274 33 33 31,25 467,8 233,4 36,25 37
u.m. [mm] [mm] [mm] [mm] [N∙m] N∙m] [mm] [mm]

Schema cinematică a cutiei de viteze se atașează în proiect, la scara 1:2.