Cluj-Napoca, 2014 [631598]
UT Press
Cluj-Napoca, 2014
ISBN 973 -606-737-020-1 Doru BĂLDEAN
Construcția și calculul
automobilelor 1
Suport de curs
Calculul și Construcția Automobilelor 1 2
CUPRINS
LISTA LUCRĂRI DE LABORATOR ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 4
BIBLIOGRAFIE ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………………. 4
EXEMPLU DE SUBIECTE PENTRU EXAMENUL LA D ISCIPLINA ………………………….. ………………………….. ………………. 5
PREZENTAREA LABORATORULUI DE CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL AUTOVEHICULELOR RUTIER E ………………………….. …………………… 6
CALCULUL ȘI CONSTRUC ȚIA AUTOVEHICULELOR 1. SUPORT DE CURS ………………………….. ……… 8
1. NOȚIUNI GENERALE PRIV IND VEHICULELE RUTIE RE. TIPURI ȘI TERMIN OLOGIE ………………………….. ………………………….. ………. 8
2. CONDIȚIILE DE FUNCȚIO NARE ȘI STABILIREA R EGIMURILOR DE CALCUL PENTRU PIESELE ȘI ME CANISMELE AUTOVEHICU LELOR ………. 12
3. CARACTERUL SOLICITĂRIL OR LA CARE SUNT SUPU SE PIESELE AUTOVEHIC ULELOR ………………………….. ………………………….. …. 12
4. CALCULUL DE REZISTENȚ Ă LA SOLICITĂRI STAT ICE ȘI LA SOLICITĂRI DINAMICE TRANZITORII ………………………….. ………………….. 14
5. CALCULUL DE REZISTENȚ Ă LA SOLICITĂRI VARI ABILE PERIODICE ………………………….. ………………………….. …………………….. 15
6. CALCULUL DE REZISTENȚ Ă LA SOLICITĂRI VARI ABILE ALEATOARE ………………………….. ………………………….. ……………………. 15
7. STABILIREA COLECTIVEL OR DE SOLICITĂRI ALE PIESELOR DE AUTOVEHI CULE ………………………….. ………………………….. ………. 16
8. DETERMINAREA EXPERIME NTALĂ A REZISTENȚEI ÎN EXPLOATARE ………………………….. ………………………….. …………………… 18
9. DETERMINAREA PRIN CAL CUL A REZISTENȚEI ÎN EXPLOATARE ………………………….. ………………………….. ……………………….. 19
10. TRANSMITEREA MIȘCĂRII ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……… 20
11. SISTEMELE MECANICE DE TRANSMITERE A MIȘCĂR II ………………………….. ………………………….. ………………………….. …… 22
12. SISTEMELE HIDRAULICE DE TRANSMITERE A MIȘ CĂRII ………………………….. ………………………….. ………………………….. ….. 22
13. SISTEMELE HIDROMECANI CE DE TRANSMITERE A MIȘ CĂRII ………………………….. ………………………….. ………………………… 23
14. TRANSMISIA AUTOVEHICU LELOR . ROL. CERINȚE IMPUSE . CLASIFICARE ………………………….. ………………………….. …………. 23
14.1. Ambreiajul ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………. 23
14.2. Construcția ambreiajului mecanic cu fricțiune ………………………….. ………………………….. ……………………. 25
14.3. Garniturile de fricțiune ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………… 28
14.4. Mecanismul de ambreiaj ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………….. 30
14.5. Mecanismul de presiune ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………… 31
14.6. Arcurile periferice elicoidale cilindrice ………………………….. ………………………….. ………………………….. …… 31
14.7. Arcurile diafragmă ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …. 32
14.8. Caracteristica arcului elicoidal și a arcului diafragmă ………………………….. ………………………….. ………….. 33
14.9. Pârghiile de debreiere ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………………. 34
14.10. Manșonul de decuplare ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………….. 34
14.11. Arborele ambreiajului ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………….. 34
15. PARAMETRII PRINCIPALI AI AMBREIAJELOR ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………… 34
15.1. Coeficientul de siguranță ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………….. 35
15.2. Presiunea specifică ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. … 35
15.3. Lucrul mecanic de patinare ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………….. 36
15.4. Gradientul (sau creșterea) de temperatură ………………………….. ………………………….. ………………………… 36
16. CALCULUL CUPLĂRII AMB REIAJULUI ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………… 36
17. MECANISME DE ACȚIONAR E A AMBREIAJULUI ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………….. 38
18. CALCULUL ELEMENTELOR AMBREIAJULUI ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………….. 39
19. TRANSMISIA HIDRODINAM ICĂ A MIȘCĂRII ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………. 40
20. AMBREIAJUL HIDRODINAM IC ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …. 40
21. CUPLAREA AMBREIAJELOR HIDRODINAMICE CU MOT OARE CU ARDERE INTER NĂ ………………………….. ………………………….. .. 43
22. MODIFICAREA CARACTERI STICII EXTERNE A AMB REIAJULUI HIDRODINAM IC ………………………….. ………………………….. …….. 46
23. SOLUȚII CONSTRUCTIVE DE A.H.D. CLASIFICĂRI . ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………. 47
24. CUTIILE DE VITEZE . ROL. CERINȚE IMPUSE . CLASIFICĂRI . ………………………….. ………………………….. ………………………….. 51
Soluții constructive de deplasare (realizare) a treptelor de viteze. ………………………….. ………………………….. …. 54
24.1. Cuplarea cu roți dințate cu deplasare axială ………………………….. ………………………….. ………………………. 55
24.2. Roți cu angrenare permanentă și mufe de cuplare simple ………………………….. ………………………….. ……. 56
24.3. Schimbarea treptelor din treapta inferioară în treapta superioară ………………………….. ……………………. 57
24.4. Schimbarea treptelor din treapta superioară în treapta inferioară ………………………….. ……………………. 59
24.5. Alegerea raportului de demultiplicare ………………………….. ………………………….. ………………………….. …… 60
24.6. Cutia de viteze. Mecanismul reductor ………………………….. ………………………….. ………………………….. …… 61
24.7. Mecanismul reductor ………………………….. ………………………….. ………………………….. ………………………….. 61
24.8. Cutii de viteze cu trei arbori ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………. 61
24.9. Cutia de viteze cu trei arbori și trei trepte ………………………….. ………………………….. ………………………….. 61
24.10. Cutia de viteze cu trei arbori și patru trepte ………………………….. ………………………….. ……………………… 62
Calculul și Construcția Automobilelor 1 3
24.11. Cutia de viteze cu trei arbori și cinci trepte ………………………….. ………………………….. ……………………….. 62
24.12. Cutii de viteze cu doi arbori ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………….. 63
24.13. Cutii de viteze cu arbori transversali ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……. 63
24.14. Cutii de viteze compuse ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………….. 64
24.15. Soluții contructive pentru treapta de mers înapoi ………………………….. ………………………….. ……………… 65
24.16. Cutii de viteze planetare ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………………. 67
24.17. Reductorul distribuitor. Generalități ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……. 69
24.18. Reduc torul -distribuitor. ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………………….. 70
Calculul și Construcția Automobilelor 1 4
UNIVERSITATEA TEHNIC Ă DIN CLUJ -NAPOCA
FACULTATEA DE MECANI CĂ
DEPARTAMENTUL DE AUT OVEHICULE RUTIERE
SPECIALIZAREA: AUTOVEHICULE RUTIERE
Disciplina: Construcția și Calculul Automobilelor
An de studii: IV Licență AR
Lista Lucrări de laborator
1. N.T.S.M. și P.S.I. Prezentarea lucrărilor.
2. Construcția generală a automobilelor.
3. Parametrii principali ai automobilelor.
4. Analiza constructiv -funcțională a ambreiajelor.
5. Analiza constructiv -funcțională a cutiilor d e viteze.
6. Analiza constructiv -funcțională a sistemului de acționare a cutiilor de viteze.
7. Analiza constructiv -funcțională a transmisiei longitudinale.
8. Analiza constructiv -funcțională a punților motoare (transmisie principală, diferențial și
transmisie fina lă).
9. Soluții de stabilizare a roților de direcție.
10. Analiza constructiv -funcțională a sistemului de direcție.
11. Analiza constructiv -funcțională a sistemului de frânare.
12. Analiza constructiv -funcțională a frânelor propriu -zise.
13. Analiza constructiv -funcțională a elementelor sistemelor de suspensie.
14. Test. Verificarea lucrărilor.
Bibliografie
1. Cordoș, N., Rus, I., Burnete, N., Automobile. Construcție. Uzare. Evaluare . Cluj -Napoca,
Editura Todesco, 2000.
2. Frățilă, Ghe., Calculul și construcția automobilelor. Bucure ști, Editura Didactică și
Pedagogică, 1977.
3. Șandor, L., Tractoare și automobile. Cluj-Napoca, Lito IPC -N, 1973.
4. Untaru, M., Cîmpian, V., Soare, I., Automobile. București, Editura Didactică și
Pedagogică, 1975.
5. ***, The Suspension Bible . http://www.carbibles.com/suspension_bible.html# .
Calculul și Construcția Automobilelor 1 5
EXEMPLU DE SUBIECTE PENTRU EXAMENUL LA D ISCIPLINA
CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL AUTOVEHICULELOR I – IV AR
Sesiunea ianuarie 2006
1. Cond. de funcț. și stab. regim de cal cul pentru piesele și mecanismul autovehiculelor –
noțiuni generale.
2. Caracterul solicitărilor la care sunt supuse mecanismele autovehiculelor.
3. Calculul de rezistență la solicitările statice și la solicitările dinamice tranzitorii ale
pieselor autovehiculel or.
4. Calculul de rezistență la solicitări variabile periodice ale pieselor autovehiculelor.
5. Calculul de rezistență la solicitări periodice aleatoare ale pieselor autovehiculelor.
6. Stabilirea colectivelor de solicitări ale pieselor de autovehicule.
7. Determinar ea experimentală a rezistenței în exploatare.
8. Determinarea prin calcul a rezistenței în exploatare.
9. Vehicule rutiere. Tipuri și terminologie.
10. Parametrii principali ai autovehiculelor.
11. Transmiterea mișcării.
12. Sisteme mecanice și sisteme hidraulice de transmi tere a mișcării.
13. Transmisia – rol, cerințe, cerințe impuse.
Responsabil disciplină
Calculul și Construcția Automobilelor 1 6
Prezentarea Laboratorul ui de Construcția și Calculul Autovehiculelor Rutiere
Departamentul Autovehicule Rutiere și Transporturi
B-dul Muncii 103 -105, Sala D08
www.utcluj .ro
Coordonator: Prof.dr.ing. IOAN RUS
Tel. 0040 264 401 607; Fax. 0040 264 415 490
e-mail: Ioan.Rus@arma.utcluj.ro
ioan.rus@inter_auto.ro
_______________________________________________________
Fig.1. Linia de testare si reglaj directie.
Domenii de expertiză
Principalele zone de expertiza in care Laboratorul de autovehicule rutiere
concentrează competente, se refera la:
testarea si diagnosticarea autovehiculelor si a sistemelor acestora
(sistemul de directie, sistemul de franare, sistemul de iluminare si
semnalizare etc);
analiza gazelor de evacuare produse de autovehicule coroborat cu
testarea si diagnosticarea elementelor de comanda si control;
consultanta si analiza constructiva;
activitate didactica.
Infrastructura de cercetare -dezvol tare
Elevator (Space) cu 4 coloane, cu sistem de actionare electro -hidraulic
prevazut cu:
– sistemul de calare ce permite planarea elevatorului in pozitie perfect
plana pentru efectuarea geometriei rotilor;
– platforme cu decupare pentru platane rotative s i placi de compensare
spate;
– sistemul de siguranta combinat (mecanic, hidraulic si electric) ce
permite lucrul in conditii de siguranta.
Acest elevator are urmatoarele caractersistici:
– capacitate 4.000 kg;
– inaltime de ridicare maxima 1.910 mm;
– inaltime minima 160 mm;
– lungime platforme 5.590 mm;
– latime elevator 3.570 mm;
– latime platforme 3.000 mm;
– lungime platforme 4.860 mm;
– motor 2.6 kW.
Echipamentul pentru linia ITP dotat cu:
– cabinet cu monitor SVGA 17", PC, tastatura, imprimant a color A4;
– software 4WD;
– baza date pentru vehicule inspectate;
– telecomanda ;
– PFB 040 X000 – Role in configuratia dorita;
– APF 110 0000 – Tester suspensii cu cantar (Eusama);
– APF 100 0000 – Dispozitiv pentru masurat efort pedala;
– APF 150 0000 – Placa de convergenta max. 1.500 kg/roata;
– V- GAS – Analizor gaze esapament (BOSCH);
– V – Smoke – Opacimetru ;
– RPM 8500 – Turometru universal;
– Technocolor 5000 – Exhaustor mobil gaze esapament;
– PD 2502 Bi – Detector jocuri in articulatii ; Fig.2. Linia de testare a sistemului de franare.
Fig.3. Determin area parametrilor rotilor.
Fig.4. Masurarea parametrilor directiei.
.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 7
Fig.5. Sala unde se realizeaza simularea
functionarii autovehiculelor.
Fig.6. Sistem de evidentiere a unghiurilor de
directie.
Fig.7 . Sistem de directie asistat electronic .
Fig. 8. Sectiune prin modulul ABS.
– W 2066/D – Aparat reglat faruri cu luxmetru.
Carcteristicile acestui echipament sunt urmatoarele:
–
– Dimensiune role 205 x 700 mm;
– Motoare 2 x 4 kW;
– Alimentare 380/50 V/Hz;
– Cantar max. 2000 kg;
– Sarcina de trecere 3000 kg;
– Acuratete 0,5 %;
– PFB 040 1000 – role cu franare, fara cantar.
Diverse ansambluri si subansambluri ale autovehiculului, pentru
analiza constructiva si functionala a ambreiajelor, cutiilor de viteze,
transmisiiilor carda nice, transmisiilor centrale, diferentialului,
sistemului de rulare, sistemului de franare, sistemului de directie,
suspensiei etc.
Cantare pentru determinarea incarcarii pe puntiile autovehiculelor.
Facilitați oferite
Laboratorul poate realiza o serie de complexa de operatiuni de diagnoza
destinate autovehiculelor rutiere, cu capacitati de pana la 3.5 tone.
Modul de utilizare
Laboratorul poate fi utilizat de terti pentru testarea si diagnosticarea
autovehiculelor si in egala masura de catre toti studentii si doctoranzii
Facultatii de Mecanica in cadrul laboratoarelor de specialitate. Totodata
Laboratorul este utilizat pentru studii in cadrul contractelor de cercetare.
Certificate emise de laborator
Laboratorul poate emite fise de diagnoza si fise de masuratori pentru
sistemul de directie, pentru sistemul de franare si pentru valorile emisiilor
poluante ale motoarelor autovehiculelor.
Fig.9. Imagine de ansamblu a Laboratorului de Autovehicule Rutiere.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 8
Calculul și construcția autovehiculelor 1 . Suport de curs
1. Noțiuni generale privind vehiculele rutiere. Tipuri și terminologie
Vehiculul este un sistem mecanic care se deplasează prin rulare cu ajutorul roților sau prin
alunecare, tip sanie, pe o cale ru tieră, servind ca mijloc de transport de bunuri sau persoane, ori
pentru efectuarea de servicii.
Autovehiculul este vehiculul care se deplasează prin autopropulsare fiind suspendat elastic
pe roți sau pe șenile, cu excepția mopedelor și a vehiculelor care circulă pe șine, circulând în
mod obișnuit pe drumurile publice și servind la transportul de bunuri sau persoane sau la
efectuarea de lucrări (tramvaiul și troleibuzul sunt considerate autovehicule). Autovehiculul care
s-a defectat pe parcurs și care este transportat prin tractare până la o unitate service este
considerat temporar vehicul.
Primul vehicul modern a fost construit de Leonardo da Vinci.
Automobilul este vehiculul cu motor de propulsie care circulă pe o cale rutieră prin
mijloace proprii având c el puțin patru roți, care nu circulă pe șine și care servește pentru
transportul persoanelor și/sau al bunurilor, pentru tractarea vehiculelor destinate transportului de
persoane și/sau bunuri, și pentru transporturi speciale.
Termenul de automobil include și vehiculele alimentate de la o linie electrică: troleibuzul,
precum și vehiculele cu trei roți a căror masă depășește 400 kg. Vehiculele cu tri roți simetrice
față de planul median la care masa vehiculului carosat este egală sau mai mică cu 400 kg sunt
considerate motociclete respectiv motorete. Troleibuzul este considerat automobil, în schimb
tractoarele și mașinile agricole autopropulsate nu intră în această categorie.
Mopedul este un vehicul cu două roți dotat cu motor având capacitatea cilindrică de cel
mult 50 cmc și viteza maximă prin construcție mai mică de 25 km/h fiind asimilat bicicletei.
Motocicleta este autovehiculul cu două roți cu sau fără ataș.
Motoreta este motocicleta care are capacitatea cilindrică de cel mult 50 cmc și care prin
constru cție nu poate depăși o viteză de 50 km/h.
Autoturismul este un automobil având cel mult nouă locuri pe scaune, inclusiv cel al
conducătorului și care prin construcție și utilizare este destinat transportului rapid de persoane și
a bagajelor acestora și/sau transportului de bunuri, putând tracta și o remorcă.
După forma caroseriei autoturismele pot fi:
1. cu caroserie închisă:
a. berlină;
b. coach;
c. limuzină;
d. cupeu;
e. break;
2. cu caroserie deschisă:
a. roadster;
b. spider;
3. cu caroserie specială:
Autoturismul berlină se caracter izează prin caroserie închisă cu sau fără montant central
(stâlp) între ferestrele laterale, acoperiș fix, rigid, ce poate fi prevăzut cu o trapă pentru aerisire.
Numărul de locuri este de trei sau mai multe, dispuse pe cel puțin două rânduri. Numărul de u și
laterale: două sau patru, putând avea și o deschidere în spate pentru acces în habitaclu sau în
portbagaj. Numărul de ferestre: 4 laterale.
Când ferestrele nu sunt separate printr -un montant central avem COACH .
Berlina decapotabilă (are caroserie decap otabilă) se caracterizează printr -un cadru fix și
acoperiș escamotabil. Numărul de locuri: patru sau mai multe. Numărul de uși: două sau mai
multe uși laterale. Ferestre laterale: 4 sau mai multe.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 9
Limuzina este berlina de mare capacitate, caracterizată pri n caroserie închisă, putând fi
prevăzută cu geam care să separe locurile din spate de cele din față, acoperiș fix, care în unele
situații se poate deschide pe o anumită porțiune. Numărul de locuri: 4 sau mai multe pe cel puțin
două rânduri, astfel încât în fața locurilor din spate să poată fi dispuse și strapontinele. Nr de uși
laterale : 4, 6 sau mai multe. Nr de ferestre laterale: 6 sau mai multe.
;30000nivpPs e
e
Autoturismul break se caracterizează prin caroserie închisă, partea din spate fiind as tfel
dispusă încât să ofere un volum interior mare, astfel încât acoperișul să fie prevăzut cu trapă de
aerisire în unele cazuri. Nr de locuri: 4 sau mai multe, dispuse pe cel puțin două rânduri astfel
încât scaunele din spate pot avea spătarul rabatabil s pre înainte sau demontabil pentru a asigura o
capacitate de încărcare cât mai mare. Nr de uși: două sau mai multe în lateral, și una în spate
pentru acces în habitaclu . Nr de ferestre: patru sau mai multe .
Cupeul se caracterizează prin caroserie închisă, î n general cu volum limitat în partea din
spate având acoperiș rigid ce poate fi prevăzut cu trapă pentru aerisire. Nr de locuri: două sau
mai multe dispuse pe cel puțin un rând . Nr de uși: două laterale, și o deschidere în spate. Nr de
geamuri: două sau ma i multe laterale.
Cabrioletul se caracterizează prin caroserie decapotabilă, acoperiș rigid sau nerigid, având
cel puțin două poziții (escamotat sau neescamotat), două sau mai multe locuri dispuse pe cel
puțin un rând, două sau patru uși laterale, două sau mai multe ferestre.
Roadsterul este un autoturism destinat folosirii personale și la unele tipuri de curse
automobilistice, fiind caracterizat prin caroserie sport deschisă, neexistând un acoperiș. Pentru
protecție contra intemperiilor au toturismul este p revăzut cu un acoperiș ușor pliabil. Nr de locuri:
două. Nr de uși laterale: două. Nr de ferestre: două sau mai multe.
Autoturismul cu folosire multiplă este conceput pentru a facilita transportul ocazional de
bunuri și se caracterizează prin caroserie înc hisă, deschisă sau decapotabilă cu unul sau mai
multe locuri, două uși laterale, și una în spate de acces în habitaclu, și două sau mai multe
ferestre laterale.
Autoturismul cu post de conducere avansat . Postul de conducere se află în primul sfert al
lungi mii totale a automobilului.
Autoturism special este cel ale căror caracteristici nu se încadrează în nici o categorie dintre
cele prezentate anterior.
Autorulota este un autoturism ale cărui caracteristici îl recomandă ca fiind destinat
transportului de pe rsoane, cu cel mult nouă locuri pe scaune cu cel al conducătorului, sau locuri
pe banchete care îndeplinesc condițiile prevăzute pentru transportul de persoane.
Autoturismul de teren este un autoturism special cu caroserie închisă sau deschisă, care se
poate deplasa pe o cale de comunicație terestră sau pe terenuri, având cel puțin două punți
motoare, diferențial blocabil sau autoblocabil care îi conferă capacitate mare de trecere.
Autobuzul este un automobil prevăzut cu mai mult de nouă locuri pe scaune și care prin
construcție și amenajarea sa este destinat transortului de persoane și bagajului acestora, putând
avea unul sau mai multe nivele și putând tracta o remorcă.
Microbusul sau minibusul care este un autobuz cu un nivel, având cel mult 17
locuri pe scaune, inclusiv cel al conducătorului și care poate transporta cel mult 22 de persoane
sau așezate pe scaune.
Autobuzul urban este un autobuz conceput și echipat astfel încât să poată asigura
transportul de persoane în localități și în imediata apropie re a acestora, în transportul urban și cel
suburban. Acest autobuz are prevăzute scaune și locuri destinate transportului în picioare, fiind
organizat pentru deplasarea în interior a pasagerilor corespunzător unor opriri frecvente în stații.
(caracteristic a principală a acestuia este traficul sau circulația în interior a persoanelor)
Calculul și Construcția Automobilelor 1 10
Autobuzul inter urban este un autobuz conceput și echipat pentru transportul între
localități ne mai având prevăzut un spațiu special pentru călătorii în picioare, dar care po ate
transporta pe distanțe scurte un anumit număr de călători în picioare pe intervalul dintre scaune.
Autobuzul de cursă lungă (sau autocar ul) este un autobuz conceput și echipat
pentru transportul de persoane, așezate pe scaune la distanțe mari în scop uri turistice în condiții
de confort, prevăzut din construcție cu spații special amenajate în afara salonului pentru
depozitarea bagajelor.
Autobuzul articulat este un autobuz conceput din două sau mai multe tronsoane
de caroserie rigide care se articule ază între ele astfel încât compartimentele de pasageri sunt
legate între ele în mod permanent și nu pot fi detașate decât prin operații speciale ce includ
mijloace tehnice care nu se găsesc în mod normal decât în ateliere specializate.
Troleibuzul este u n autobuz articulat sau nearticulat cu propulsie electrică
alimentat prin captator de la o rețea aeriană pe curent, fiind destinat pentru transportul de
persoane sau pentru servicii speciale.
Autobuzul special este un autobuz articulat care nu se încadre ază în nici una din
categoriile de mai sus fiind destinat prin construcție diferitelor utilizări speciale: transport copii;
transportul persoanelor handicapate; transportul deținuților.
Vehiculul utilitar este un automobil care prin construcție și amenajar e este destinat în
principal pentru transportul de bunuri într -o structură închisă sau deschisă, putând tracta și
remorci.
Vehiculul utilitar special este un vehicul a cărui caracteristică nu se încadrează în
nici una din categoriile următoare.
Autocam ionul este un vehicul utilitar care pentru transportul de bunuri este
prevăzut în spatele cabinei cu o platformă cu sau fără obloane.
Vehiculul special este un automobil care prin construcția și amenajarea sa este destinat
numai:
– transportului de persoane și sau bunuri, pentru care sunt necesare amenajări
speciale (autospecializate);
– pentru un serviciu special (autospeciale):
– vehicule pentru transportul de: autoturisme, animale.
– Autocisterne;
– Pompieri;
– Autoateliere;
– Ambulanțe;
– Salubritate;
– Autobetoniere;
Vehicule cu folosire multiplă.
Autobasculanta este un vehicul special care pentru transportul de bunuri în vrac este
prevăzut în spatele cabinei cu o benă sau cuvă, care poate fi basculată în jurul unei axe fixe de pe
șasiul automobilului.
Autofurgonul este un vehicul special care pentru transportul de bunuri este prevăzut în
spatele cabinei cu o caroserie închisă.
Autotractorul este un autovehicul de tracțiune destinat exclusiv sau în special tractării de
remorci.
Autoremorcherul este o subcategorie a aut otractorului, fiind un autovehicul
destinat tractării remorcilor grele cu proțap articulat sau autovehiculelor grele, putând fi prevăzut
cu platformă pentru lestare (pe care se încarcă greutăți în scopul măririi aderenței la sol).
Autotractorul cu șa (vehicul tractor de semiremorcă) este un autotractor destinat
numai tractării semiremorcilor, fiind prevăzut cu un dispozitiv de cuplare tip șa care preia o parte
importantă din greutatea semiremorcilor precum și forțele de tractare.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 11
Vehiculul tractat se defi nește ca fiind un vehicul rutier care n -are motor de propulsie, iar
prin construcția și amenajarea sa este destinat să fie tractat de către un automobil, fiind folosit la
transportul de persoane, bunuri sau pt. servicii speciale.
Remorca este un vehicul tractat care prin construcția sa nu încarcă vehiculul
tractor decât cu o foarte mică parte din greutatea sa.
Semiremorca încarcă autotractorul cu o parte considerabilă din greutatea sa.
Semiremorca echipată cu un avantren la șa este considerată remorcă.
Remorca de uz general este remorca care prin construcția și amenajarea sa este
destinată transportului de bunuri.
Remorca autobuz este o remorcă care prin construcția sa este destinată
transportului de persoane și bunuri (bagajele acestora).
Rulota este o remorcă destinată prin construcție și amenajări specifice a fi folosită
pe drumuri, constituind o locuință mobilă.
Remorca specială este o remorcă de construcție specială care prin construcție și
amenajare este destinată numai:
– transportului de pe rsoane și/sau obiecte pentru care se fac amenajări
speciale;
– efectuării unui serviciu specializat: semiremorca cisternă (fluide);
semiremorca furgon (bunuri); semiremorca pentru transportul materialelor
în vrac (vărsate); semiremorca pentru transportul aut oturismelor;
semiremorca pentru transportul animalelor.
Ansamblul de vehicule se referă la formația alcătuită din unul sau mai multe vehicule
tractate cuplate la un automobil:
Trenul rutier este un ansamblu format dintr -un automobil la care se cuplează u na
sau mai multe remorci independente cuplate prin proțap. Remorcile pot fi de tip special sau de uz
general.
Trenul rutier de persoane este un ansamblu format dintr -un autobuz și una sau
mai multe remorci autobuz legate prin proțap. Suprafața utilă pent ru pasageri nu este continuă
pentru vehicule.
OBS.: Autobuzul articulat este considerat cu semiremorcă.
Trenul rutier articulat este un ansamblu format dintr -un vehicul tractor cu șa și o
semiremorcă. Semiremorca poate fi specială sau de uz general.
Tren rutier articulat
Trenul rutier dublu este un ansamblu format dintr -un vehicul tractor cu șa, o
semiremorcă și o remorcă. Semiremorca, respectiv remorca pot fi sau nu speciale.
Trenul rutier mixt este un ansamblu format dintr -un automobil de transport
persoane și o remorcă pentru transportul mărfurilor (bagaje etc.) .
Trenul rutier special este un tren rutier la care încărcătura însăși face legătura
între vehiculul tractor și remorcă.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 12
2. Condițiile de funcționare și stab ilirea regimurilor de calcul pentru piesele și
mecanismele autovehiculelor
Calitățile autovehiculelor nu se pot aprecia corect decât în condițiile în care se iau în
considerare și influențele reciproce cu factorii exteri ori fiindcă aceștia sunt cei care du c la
schimbarea durabilității și fiabilității în procesul de exploatare a autovehiculului.
Factorii care influențează durabilitatea sunt condițiile de exploatare, și calitatea reparațiilor.
1. Condițiile de exploatare se referă la calitatea drumurilor , condiț iile climaterice,
regimurile de deplasare , regimul de încărcare și conducătorul auto.
2. Întreținerea tehnică are drept scop menținerea durabilității autovehiculelor prin
prevenirea defecțiunilor sau reducerea intensității lor.
3. Reparațiile de a căror calitate depinde durabilitatea autovehiculului au drept scop
înlăturarea defecțiunilor.
Cei trei factori se influențează reciproc aflându -se într -o strânsă corelație. Stabilitatea
proceselor de funcționare care au loc în sistemele autovehiculelor, rezistența cons trucției la
distrugeri provocate de oboseală sau coroziune, stabilitatea calităților fizico -chimice ale
materialelor utilizate, precum și performanțele tehnice ale construcției reflectă potenț ialul
autovehiculului proiectat cu atât mai mult cu cât acești p arametrii intervin atât în faza de
proiectare cât și în cea de utilizare, și constituie cauzele interne care influențează durabilitatea și
fiabilitatea (calitatea materialelor utilizate).
Încă din faza de proiectare este necesar să se acorde o atenție deos ebită calculelor de
rezistență. Orice calcul de rezistență trebuie să țină seama de cauzele care pot duce la distrugerea
pieselor: uzura intensă, ruperea prin depășirea limitelor de rezistență, creșteri ale temperaturii.
Stabilirea solicitărilor și regimur ilor de calcul pentru autovehicul este foarte dificilă
întrucât în exploatare se schimbă condițiile legate de drum, viteza, intensitatea frânării etc. De
aceea se apreciază că rezistența autovehiculului este caracterizată de capacitatea de funcționare
fără defecțiuni a pieselor și mecanismelor acestuia.
Durabilitatea este co nsiderată ca fiind caracteristica de funcționare îndelungată până la
atingerea unor valori maxime admise ale uzurilor și până la apariția oboselii materialelor unor
piese sau a solicităr ii aleatoare.
Pentru proiectarea pieselor pentru autovehicule este necesară parcurgerea următoarelor
etape:
– determinarea forțelor care acționează asupra pieselor (mărime, sens, nr de
cicluri etc.);
– stabilirea formei și dimensiunii piesei, care să asigure o durată de
funcționare corespunzătoare, greutate, gabarit și preț de cost cât mai redus.
3. Caracterul solicitărilor la care sunt supuse piesele autovehiculelor
Determinarea solicitărilor reale la care sunt supuse piesele autovehiculelor este foarte
difici lă întrucât regimurile de funcționare ale autovehiculului se schimbă în permanență și în
mod aleator.
Regimurile de funcționare pot fi după cum urmează:
1. dinamice -tranzitorii, caracterizate fiind de variații cu viteză mare în timp și în
limite largi, atât p entru forțe cât și pentru momente. Aceste regimuri apar la
pornirea de pe loc, la demaraj, sau la frânări bruște fără acționarea ambreiajului.
2. dinamice -stabilizate, caracterizate de variații în domenii înguste, în jurul valorilor
medii ale forțelor și mome ntelor , aceste solicitări apărând la deplasări pe drumuri
bune în condiții de exploatare corectă .
Succesiunea acestor regimuri de exploatare este întâmplătoare și ca atare modelarea și
simularea lor se poate realiza doar cu ajutorul tehnicii de calcul.
Solicitările la care sunt supuse piesele pot fi:
Calculul și Construcția Automobilelor 1 13
a) solicitări statice (constante) caracterizate de faptul că, cresc lent de la valoarea zero
la valoarea nominală, mărimea lor rămânând constantă,
b) solicitări dinamice, cu variație bruscă și în limite largi fiind c aracteristice
regimurilor dinamice tranzitorii,
c) solicitări variabile periodice, caracteristice regimurilor dinamice stabilizate,
d) solicitări aleatoare , caracterizate de faptul că pot lua orice valori în timp.
În cazul solicitărilor variabile forțele, moment ele și tensiunile variază în mod continuu și
periodic.
Ciclul de solicitare variabilă se definește prin următoarele mărimi: σmax, σ min, σ med
(tensiunea maximă, minimă, medie) .
2min max
a
– amplitudinea efortului unitar.
Coeficientul de asimetr ie a ciclului se determină cu relația :
maxminR
.
În situația în care pe toată durata de aplicare a solicitării variabile efortul unitar variază
între aceleași valori (σ max și σ min) se spune că ciclurile sunt staționare.
După valorile și semn ele algebrice pe care le au eforturile unitare și coeficientul de
asimetrie se pot defini trei tipuri de cicluri:
1) ciclul oscilant asimetric, caracterizat de (
0max ,
0min , R=0÷1 ), fiind specific
eforturilor unitare din ar curile suspensiei, pivoți sau grinzile punților față și spate.
T
tσmax σ a
σ m
σ min σ
0
2) Ciclul pulsant, caracterizat de (
0max ,
0min ,R=0 );
2max
m a
T
tσmax σ a
σ m
σ min=0 σ
0
3) Ciclul alternant s imetric în care (
min max ,
0m ,
max a ,R=-1)
Calculul și Construcția Automobilelor 1 14
T
tσmax
σ a
σ min σ
σ m = 0 0
Pentru piesele supuse la solicitări variabile, care se desfășoară după un ciclu cu
R=oarecare, rezistența la oboseală se exprimă prin ( σR, τR), iar în cazul ciclului alternant simetric
sunt ( σ-1, τ-1). Aceste eforturi ( σ-1, τ-1) se calculează în funcție de rezistența la rupere sau limita
de curgere pe baza unor relații empirice.
4. Calculul de rezistență la solicitări statice și la solicitări dinamice tranzitorii
Calculul de rezistență al pieselor autovehiculelor rutiere cuprinde:
a) calculul de dimensionare,
b) calculul de verificare.
În cadrul calculului de dimensionare, pornind de la forțele și momentele cunoscute ce
acționează asupra p ieselor , se alege sau se determină rezistența admisibilă după care se
calculează dimensiunile piesei.
În cadrul calculului de verificare , pornind de la forțele și momentele date, cunoscând
dimensiunile pieselor se determină efortul unitar real și se compar ă cu cel admisibil.
În funcție de caracterul solicitărilor la care sunt supuse piesele autovehiculului pot fi
calculate și verificate prin mai multe metode. Între acestea metoda de calcul la solicitări statice și
dinamice tranzitorii asigură o predimension are ușoară și o verificare rapidă având însă
dezavantajul că nu permite obținerea de informații referitoare la durata de viață a pieselor. Cu
toate acestea, această metodă poate fi utilizată la orice piesă.
Spre exemplu în cazul transmisiei autovehiculului calculul pieselor prin această meto dă se
poate realiza pe două căi:
1. În funcție de momentul motor maxim, fără să se ia în considerare sarcinile
dinamice din timpul funcționării, eforturile unitare obținute prin calcul se compară
cu cele admise:
ad ad ef ef MM
,
în care: M M este momentul maxim.
În această situație influența condițiilor de exploatare, sarcinile dinamice tranzitorii se iau în
considerare prin stabilirea unor valori mai mici ale eforturilor unitare admise, stabilindu -se
coeficientul de siguranță :
Crr
ad ad
,
C=2…3.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 15
nMe
PeMe Pe
2. În funcție de valoarea maximă a momentului de torsiune din transmisie, momentul
maxim care ia în considerare și solicitările dinamice tranzitorii se determină cu
relația :
M d max Mk M
,
în care: k d este coeficientul de încărcare dinamică, care depinde de tipul autovehiculului, de
modul de exploatare, de condițiile de exploatare:
kd = 1,5÷2, pentru autoturisme,
kd = 2,5÷3, pentru autobuze și camioane,
kd = 1, pentru a mbreiaj hidrodinamic .
5. Calculul de rezistență la solicitări variabile periodice
Această metodă permite luarea în considerare a mai multor factori de exploatare, ea
constând în:
a) predimensionarea pieselor, realizată prin calculul aproximativ sau în comparați e
cu piese similare,
b) stabilirea coeficientului de siguranță admis ca limită în funcție de rolul piesei
respective în componența autovehiculului:
realrupere
adC
,
c) stabilirea coeficientului de siguranță real pentru piesa respectivă și compararea lui
cu cel admis. Pentru aceasta calculul coeficientului de siguranță real se realizează
cu o metodă din rezistența materialelor. Astfel, rezistența la solicitările variabile
ale pieselor de autovehicul este determinată de materialul utilizat, de tehnologia
de obținere a semifabricatului, de dimensiunile piesei, de calitatea suprafeței, de
tratamentul termic aplicat, de agenții corozivi și de eventualele solicitări termice.
Obs. Vorbind de tehnologia de obținere a semifabricatului, se poate face observația
pertinentă că întotdeauna un piston obținut prin matrițare rezistă mult mai mult decât unul turnat.
Ambele procedee sunt tehnici de obținere a semifabricatului.
Calculul de rezistență la solicitări variabile este necesar pentru transmisie, arcuri, arbori
planetari, pivoți, etc.
6. Calculul de rezistență la solicitări variabile aleatoare
Metodele de calcul de rezistență exemplificate anterior nu permit stabilirea corectă a
duratei de funcționare a pieselor în cazul în care solicitările se situează în apropierea limitei de
rezistență la oboseală (puțin mai sus sau mai jos). Din această cauză apare posibilitatea
supradimensionării pieselor, ceea ce duce la o risipă de material, sau posibilitatea
subdimensionări, ceea ce înseamnă o rezistență mecanică insuficientă .
Pentru evitarea unei astfel de situații se pot stabili regimuri de calcul a pieselor de
autovehicul, regimuri bazate pe rezistența în exploatare.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 16
Definirea rezistenței în exploatare și a duratei de viață se poate realiza pe baza curbei lui
WÖHLER.
0C
Nσmax A
L1
LFL2
BM
σ F F
NFNo NLNσ N σ L
σ -1
L1 – rezistența de durată,
L2 – rezistența de viață .
Curba ABC, în coordonate semilogaritmice se numește curba lui WÖHLER. În situația în
care într -o piesă are loc o solicitare variabilă cu efortul unitar σ F, care se produce dup ă un număr
foarte mare de cicluri (NF >>N o, No=106÷107 cicluri de solicitare în cazul oțelului ).
Starea limită se obține ridicând o verticală din punctul F. Indiferent unde este situat punctul
LF pe dreapta BC mărimea care determină starea limită este tot deauna σ -1 (rezistența la oboseală) .
Dacă solicitarea se aplică corespunzător punctului M pentru o durată N<N o, atunci efortul
unitar va fi mai mare decât limita la oboseală (σ -1) fără ca piesa să fie în pericol de rupere. În
acest caz se pot stabili două stări limită, ducând prin punctul M o orizontală și o verticală :
a) rezistența de viață (N L) corespunde efortului unitar σ N,
b) rezistența de durată σ L corespunde la N cicluri de solicitare, astfel linia A -B reprezintă
porțiunea de durabilitate limitată a curbei lui WÖHLER și este importantă pentru
calculul la oboseală . În cazul pieselor cărora nu li se solicită o durată de viață nelimitată
curba lui WÖHLER se obține aplicând deferitelor epruvete solicitări variabile
staționare cu eforturile unitare σ max și σ min constante pe toată durata încercării.
7. Stabilirea colectivelor de solicitări a le pieselor de autovehicule
Durata de viață a unei piese (rezistența în exploatare) se poate determina fie prin calcul fie
experimental trebuind însă să fie stabilite colective le de solicit are ale pieselor. Colectivele de
solicitare ale pieselor se obțin prin prelucrarea statistică a curbelor de variație în timp a
eforturilor unitare, curbe care se obțin pe baza încercărilor pe parcursul de 50 -300 km, prin
utilizarea tensometrie i. Se consideră o solicitare aleatoare la care amplitudinea maximă depășește
rezistența admisibilă a piesei.
tσmax
σ aL σ
Calculul și Construcția Automobilelor 1 17
Graficul unei solicitări la care σ max< σa2
Dacă se ia în considerare strict relația σ max>σaL, înseamn ă că piesa ar trebui s ă se rup ă.
Acest lucru însă nu se întâmplă. Rezistența în exploatare a piesei depinde de aspectul funcției
σ(t). Astfel, cu cât valorile tensiunii care depășesc σ aL sunt mai multe apare pericolul ca piesa să
se deterioreze. Pentru a putea stabi li caracterul solicitării aleatoare acestea se clasează prin mai
multe metode. Una dintre aceste metode este metoda numărării intersecțiilor. Constă în
împărțirea domeniului de variație a solicitării aleatoare (σ) într -o serie de nivele, notate cu ( -2, –
1, 0, 1, 2, 3) , și numărarea trecerilor ramurii crescătoare peste nivelele corespunzătoare
diferitelor clase.
t 0
-3-2-1123
a)σ
tσ
0123
-1
-2
-3
b)
Solicitare aleatoare solicitare sinusoidală
Se consideră o solicitare aleatoare, cu eforturi maxime variabile ca și mărime ( fig. a) și o
solicitare sinusoidală de amplitudine σ max=cst. (fig. a) . Celor două solicitări li se aplică metoda
numărării intersecți ilor. Notând cu σ i clasa corespunzătoare amplitudinilor i, se constată că la
solic itarea sinusoidală trecerea prin nivelul σ i are loc la fiecare ciclu, obținându -se un număr de
treceri de N i. În schimb, la solicitarea aleatoare se obține un număr de treceri h i (hi<N i). Prin
reprezentarea grafică a amplitudinilor σ în funcție de numărul de treceri h i sau N i se obține curba
de frecvențe sau histograma solicitării.
σ
σmax
σmin hi Nihσ i
a)
Hσmax σ
σmin Ni
b)
Calculând frecvența cumulată pe toate nivelele sau clasele în care a fost împărțit domeniul
de la σ max la σ min, și reprezentând σ în funcție de numărul de treceri se obține curba frecvențelor
absolute cumulate ale solicitărilor aleatoare.
În cazul solicitării sinusoidale această curbă se reduce la o dreaptă (cazul b).
Diagrama de distribuție a frecvențelor absolute cum ulate se numește colectiv de solicitare,
colectiv care în cazul pieselor pentru autovehicule poate fi înlocuit prin colectivul de încercare
care stă la baza întocmirii programelor de încercare a pieselor.
De pildă, pentru stabilirea colectivelor de solicit are a pieselor din transmisia
autovehiculelor este necesară cunoașterea timpilor de utilizare a treptelor de viteze și a
numărului de cuplări ale acesteia într -un interval de timp pentru un parcurs prestabilit de 100 km.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 18
Prin determinarea timpului relativ de utilizare a treptelor de viteze se poate stabili numărul
de cicluri de solicitări aleatoare, iar prin stabilirea numărului de cuplări ale transmisiei la 100 km
se poate stabili numărul de cicluri la solicitări de amplitudini mari.
8. Determinarea experi mentală a rezistenței în exploatare
La determinarea rezistenței în exploatare a pieselor autovehiculelor prin încercări de tip
WÖHLER, epruvetelor li se aplică cicluri de solicitare de amplitudini constante până la ruperea
piesei. De la o epruvetă la alta se modifică valoarea amplitudinii , σa menținându -se constantă
pentru aceiași epruvetă.
N0.8.σa 0.6.σa
103 410 10610810100.4.σa σ
±0.8.σa
±0.6.σa
±0.4.σa
Încercările de tip Wöhler
Solicitarea în trepte se caracterizează prin faptul că amplitudinea solicitării unei epruvete
este variabilă, maximul solicitării atingându -se o singură dată într -un ciclu.
0.8.σa
0.6.σa
0.4.σa
Calculul și Construcția Automobilelor 1 19
Rezultă deci că solicitarea în trepte obosește mai puțin materialul piesei decât solicitarea de
tip WÖHLER. La solicitarea de tip WÖHLER amplitudinea solicitării se aplică la fiecare ciclu,
până la ruperea piesei, în timp ce la solicitarea în trepte amplitud inea maximă se aplică o singură
dată pe ciclu. Astfel curba obținută după solicitarea în trepte este deplasată spre dreapta și ca
atare pentru un nivel oarecare σ y sau σ i durabilitatea crește. Întrucât piesele autovehiculelor sunt
supuse în marea majoritat e la solicitări aleatoare dimensionarea pe baza rezistenței în exploatare
permite o utilizare rațională a materialului piesei șio reducere a masei acesteia. Colectivul de
solicitare a piesei are o mare influență asupra duratei de viață a acesteia.
9. Deter minarea prin calcul a rezistenței în exploatare
În decursul timpului s -au elaborat mai multe metode de calcul a duratei de exploatare și a
rezistenței pieselor pe baza curbelor WÖHLER, pe baza colectivului de solicitare a piesei și pe
baza experienței acum ulate.
Pentru determinarea prin calcul a rezistenței în exploatare a unei piese supuse la solicitări
variabile în trepte se ia în considerare teoria cumulării deteriorărilor, pe ipoteze și criterii
fenomenologice de degradare care pot fi liniare sau nu .
Nσi
niS
Niσ
Curba lui Wohler pentru o solicitare aleatoare
σi – tensiunea admisibilă a materialului sau tensiunea de rupere,
Ni – numărul de cicluri după care piesa se rupe.
Ne interesează ce se întâmplă în cazul unui număr n i<N i de cicl uri. Considerând o solicitare
aleatoare ce are curba lui WÖHLER reprezentată în figură pentru nivelul de solicitare σ i, piesa se
rupe după N i cicluri. Dacă piesei i se aplică un număr de cicluri mai mic n i, atunci această
solicitare provoacă doar o deterio rare a piesei
ii
NnD .
În cazul în care D=1 piesa se rupe.
Nσ1
N1σ
σ2
σ3
N2N3N
Curba lui Wohler pentru o solicitare aleatoare
Dacă în schimb epruvetei i se aplică o solicitare în trepte conform figurii – după ipoteza lui
MINNER – durabilitatea se calculează prin cumularea deteriorărilor:
NNDi
,
unde: N este numărul de cicluri la care piesa se rupe.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 20
Încercările experimentale au demonstrat că durabilitatea (D) nu este egală cu 1:
1D
.
Ea este:
1D
,
ceea ce nu confirmă ipoteza de degradare liniară a pieselor. Ca atare metoda cumulării
deteriorărilor , prin ipoteza lui MINNER, se apropie cel mai mult de realitate, pentru că la o
epruvetă la care s -au aplicat solicitări mai mici decât σ rupere și au apărut fisuri, fisurarea continuă
și pentru treptele inferioare ale solicitării până la ruperea efectivă. Pentru piesele cu concentratori
durata de viață se stabilește după teoria lui LEHMAN, iar în cazul solicitărilor echivalente pe o
singură treaptă se utilizează metoda SERENSEN.
10. Tran smiterea mișcării
Mișcarea este caracterizată de două feluri de parametrii:
1) cinematici,
– spațiu,
– viteza,
– accelerația.
2) dinamici,
– forța,
– momentul.
Mașinile de lucru sunt sistemele care primesc energie de la o mașină de forță și efectuează
lucru mecanic sub forma unei mișcări caracterizată de parametrii cinematici (spațiu, viteză,
accelerație) și parametri dinamici (forța sau moment). Acești parametri variază de la caz la caz
sau în cadrul aceluiași caz du pă niște legi cunoscute. Toate aceste legi depind de timp.
.taa,tvv,tss
kkk
În timpul transmiterii mișcării de la mașina de forță la mașina de lucru energia suferă atât
un transfer cât și o transformare.
Masina de
lucru
DestinatieI
e
s
i
r
eI
n
t
r
a
r
eEi El(d)
Ce(t)
De(t)Ci(t)
Di(t)Sursa (s)Motor Transmisie
Transfer
Transformares d
Ci(t)
Di(t)Ce(t)
De(t)
PierderiE
ii
DC
parametri cinematici, respectiv dinamici de intrare în transmisie.
ee
DC
parametri cinematici, respectiv dinamici de ieșire di n transmisie.
Ei – energia la intrare în transmisie.
El – energia la ieșire din transmisie.
Transferul energiei în acest fel se face cu pierderi:
Calculul și Construcția Automobilelor 1 21
l iEEE
, (1)
il
EE
. (2)
Relațiile (1) și (2) sunt legile transferului de energie.
Legile transformării energiei :
2,1,0j,dttqdtCdttqd,dttdq,tq tCdttqd,dttdq,tq tC
je,ij
e,i2e2
e
e e2i2
i
i i
în care: q este coordonata gener alizată a mișcării, respectiv spațiul s în cazul mișcării de
translație sau poziția unghiulară υ în cazul mișcării de rotație.
În cazul parametrilor dinamici, coordonata generalizată Q reprezintă forța în cazul
mișcării de translație și momentul în cazul m ișcării de rotație:
t,qQ Di i
În funcție de suportul material al transferului energiei în spațiu, și a transformării ei în
timp, pot exista mai multe tipuri de transmisii:
– transmisii mecanice, care în funcție de felul mișcării se subîmpart în :
i. translație (mișcarea pistonului în cilindru),
ii. rotație (arbori în mișcare),
iii. roto-translație.
– transmisii hidraulice, care în funcție de parametrii mișcării lichidului de
lucru se pot împărții în două mari categori:
i. hidrostatice , caracterizate de faptul că fluidul de
lucru circulă la presiuni mari însă la debite reduse
(frânele);
ii. hidrodinamice , fluidul circulă la presiuni mici dar
debite mari (ambreiajul hidrodinamic);
– transmisii pneumatice, care sunt caracterizate de faptul că fluidul de lucru
este aerul, și pot fi găsite în:
i. sistemul de frânare,
ii. ambreiaje acționate pneumatic,
iii. schimbarea treptelor.
– transmisii electrice,
– transmisii magnetice,
– transmisii hibride, care încearcă să combine avantajele a două sisteme de
transmisie, eliminându -le dezavantajele (mec anismul de serv ofrână).
Transmisiile în general pot fi tratate ca niște sisteme caracterizate de proprietățile lor:
– netrivialitatea , reprezintă faptul că transmisiile prezintă cel puțin o intrare și
cel puțin o ieșire care nu sunt identice (ex. Cutia de vi teze) ,
– observabilitatea, reprezintă faptul că pornind de la legile de intrare și ieșire
se poate afla starea sistemului în orice moment (spațiu, viteză, accelerație) ,
– sensibilitatea, arată că la o variație infinitezimală a mărimilor de intrare are
loc o va riație infin itezimală a mărimilor de ieșire,
– stabilitatea , reprezintă capacitatea sistemului de a reveni la o stare de
echilibru într -un timp finit,
Calculul și Construcția Automobilelor 1 22
– accesibilitatea, apare întrucât sistemele admit un număr finit de intrări și de
ieșiri,
– adiționalitatea și finalitatea, apare deoarece sistemele admit două puncte de
extrem (intrare și ieșire) și un număr de stări.
11. Sistemele mecanice de transmitere a mișcării
Aceste sisteme nu realizează o modificare a formei de energie decât în cadrul aceleași
forme, din e nergie de translație în energie de rotație sau invers, dar realizează transferul energiei
în spațiu de la sursă la destinație, precum și transformarea parametrilor de intrare în parametri de
ieșire prin funcții de transfer.
12. Sistemele hidraulice de tran smitere a mișcării
Acestea constituie o interfață între o mașină de forță (MF) și o mașină de lucru (ML) ,
care preia energia mecanică și o transformă în energie hidraulică cu ajutorul unui generator
hidraulic, și o transmite prin intermediul unui lichid de lucru aflat într -un circuit închis unei
mașini hidraulice care realizează transformarea energiei în energie mecanică transferată mașinii
de lucru.
GHMFTransformare Transfer Transformare
MHMLMe
e, e, e,i, i, i,Mi
Schema unui sistem hidraulic de transmitere a mișcării
Parametrii de intrare :
υi,
dtd
i
,
2i2
idtd
.
Parametrii de ieșire:
υe,
dtd
e
,
2e2
edtd
.
Legătura între parametrii de intrare și cei de ieșire se face prin intermediul funcțiilor de
transfer sub următoarea formă:
ieZ
,
ieZ
,
ieZ
.
Funcția de transfer care face legătura între viteza unghiulară de ieșire și viteza unghiulară
de intrare reprezintă raportul de transmitere al transmisiei hidraulice.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 23
Generatorul hi draulic în cazul sistemelor hidrostatice este o pompă volumică. Iar în cazul
sistemelor hidrodinamice generatorul hidraulic este de tipul pompelor cu palete.
Motorul hidraulic în cazul sistemelor hidrostatice este un motor rotativ sau liniar, iar în
cazul sistemelor hidrodinamice este o turbină.
13. Sistemele hidromecanice de transmitere a mișcării
Sistemele hidraulice cu variantele lor , și sistemele mecanice , prezintă avantaje și
dezavantaje funcționale, constructive, economice sau de mentenanță. Necesitat ea eliminării a cât
mai multor dezavantaje a impus construirea sistemelor hibride care reprezintă o îmbinare a
sistemelor mecanice și hidraulice. Privind funcționarea acestora nu se întâlnesc elemente
calitativ noi, ci doar cantitativ.
Funcționarea acesto r sisteme are loc după aceleași legi care guvernează transmiterea
mișcării pe cale mecanică și hidraulică, mai multe doar ca număr pentru a putea modela
procesele care se desfășoară. Datorită numărului ridicat de posibilități de combinare a
subsistemelor m ecanice și a celor hidraulice gama realizărilor constructive este foarte largă
urmărind în mod specific cerințele diferite ale utilizatorilor.
Avantajele transmisiei mecanice :
În general aceste transmisii au un randament ridicat, depinzând de soluția const ructivă
aleasă pentru lagăr (alunecare sau rostogolire). Precizia de execuție este mult mai mică
comparativ cu transmisiile hidrodinamice.
Materialele folosite sunt materiale obișnuite.
Dezavantaje:
– Variația raportului de transmitere se face în trepte,
– Durabilitatea este mai scăzută datorită solicitărilor mecanice care apar în
transmisie,
– Zgomotul în funcționare este mai mare.
Avantajele transmisiei hidraulice:
– asigură continuitatea transmiterii mișcării prin variația conti nuă a raportului
de transmitere,
– au durată de utilizare mai mare datorită solicitărilor mai reduse decât în
cazul transmisiilor mecanice,
– zgomotul în timpul funcționării este mult mai redus decât în cazul
transmisiilor mecanice.
Dezavantaje:
– precizia de prelucrare a elementelor componente este mai ridicată decât în
cazul transmisiilor mecanice;
– au de obicei un randament mai scăzut;
– transmiterea mișcării nu poate fi întreruptă decât prin eliminarea lichidului
de lucru;
– materialele folosite sunt mai pretențioase ducând în final la creșterea
costului de producție;
– masa specifică a unei transmisii hidrodinamice este mai mare decât masa
specifică a unei transmisii mecanice, ducând la creșterea greutății
autovehiculului.
14. Transmisia autovehiculelor. Rol. Cerințe impuse. Clasificare
(v. Lucrarea de laborator)
14.1. Ambreiajul
Este subansamblul plasat între motor și transmisie cu rolul de a separa cinematic cele
două elemente dar și de a compensa principalele dezavantaje ale motorului cu ardere internă:
Calculul și Construcția Automobilelor 1 24
– nu poate fi pornit sub sarcină,
– nu se poate inversa sensul de rotație,
– mișcarea neuniformă a arborelui cotit,
– existența unei zone de instabilitate a funcționării motorului.
Rolul ambreiajului
– asigură decuplarea rapidă și completă a transmisiei de motor la oprirea
autovehiculului sau la schimbarea tr eptelor de viteză,
– asigură demararea în condiții optime asigurând o creștere progresivă a
solicitărilor în transmisie,
– limitarea vibrațiilor torsionale ale motorului sau ale transmisiei,
– și rol de cuplaj de siguranță .
Cerințe impuse ambreiajului
– să decuple ze complet și rapid motorul de transmisie pentru a permite
schimbarea treptelor de viteză și pentru a evita uzura prematură a
garniturilor de fricțiune,
– cuplarea lină și progresivă pentru a asigura creșterea treptată a momentului
motor pe care -l transmite mai departe,
– transmiterea momentului motor în totalitate în orice condiții (normale) de
exploatare,
– să fie capabil să preia în totalitate căldura produsă în urma cuplărilor și
decuplărilor succesive și să o evacueze fără probleme,
– să protejeze motorul și t ransmisia prin patinarea organelor sale, în toate
regimurile în care apar suprasarcini,
– partea condusă a ambreiajului să aibă moment de inerție cât mai mic,
– forțele axiale normale pe suprafața de frecare să se echilibreze reciproc,
– rezistența mare la uzură ,
– să-și păstreze parametri funcționali în orice regim de funcționare.
Clasificarea ambreiajelor
1. După modul de acționare:
– neautomate, care sunt puse în funcțiune prin acțiunea conducătorului, prin
acționare mecanică sau hidraulică,
– automate, pot fi acționat e hidraulic, electric, magnetic, pneumatic sau
vacumatic, acționarea lor făcându -se în funcție de turație, sarcină sau mai
nou în funcție de poziția levierului pentru schimbarea vitezelor.
2. După modul de transmitere a momentului motor
– mecanice cu fricțiu ne, care sunt caracterizate de faptul că transmit
momentul motor prin forțele de frecare care apar între partea conducătoare
și partea condusă,
– hidraulice, care transmit momentul motor prin intermediul unui lichid de
lucru (vâsco -cuplu, întâlnit la ventila tor, și la transmisii 4×4) , aflat într -un
circuit închis,
– magnetice, care transmit momentul prin intermediul câmpurilor magnetice
(la instalația de climă, air conditioning),
– ambreiajele combinate.
Ambreiajele mecanice cu fricțiune se clasifică:
– după forma suprafețelor de frecare și direcția de apăsare a forței de presiune:
1. ambreiaje cu discuri (cele mai utilizate), la
care forța de presiune acționează axial,
2. ambreiaje cu tamburi, la care forța de
apăsare acționează radial,
Calculul și Construcția Automobilelor 1 25
3. ambreiaje cu conuri la care forța de
presiune acționează radial axial.
– după modul de realizare a forței de presiune:
1. ambreiaje cu arcuri,
2. cu pârghii,
3. electromagnetice,
4. cu apăsare hidraulică.
– după construcția mecanismului de acționare:
1. normal cuplate,
2. facultativ cuplate (pe tractoare, pe
șenilate), caz în care este acționat printr -o
manetă.
– după natura frecării putem avea:
1. cu frecare uscată,
2. cu frecare umedă, caz în care se introduce
în baie de ulei (motociclete, autocamioane,
mașini sport). Sunt multidisc.
– după modul de distribuție din tra nsmisie avem:
1. ambreiaje cu un singur sens (simple),
2. ambreiaje cu două sensuri.
14.2. Construcția ambreiajului mecanic cu fricțiune
Părți componente
1) partea conducătoare, este constituită din totalitatea elementelor ambreiajului aflate în
legătură permanentă cu arborele cotit și în același regim de mișcare cu acesta.
– volant,
– mecanism de ambreiaj.
2) partea condusă, este constituită din totalitatea elementelor ambreiajului legate de
arborele primar al cutiei de viteze și aflat în legătură permanentă cu acesta.
– discul de ambreiaj (disc de fricțiune),
– arborele ambreiajului (de regulă e arborele primar al cutiei de viteze).
3) sistemul de acționare, compus din elementele exterioare ambreiajului:
– manșonul de cuplare,
– furca de acționare,
– dispozitiv de comandă.
4) carterul am breiajului,
Elementele componente ale ambreiajului:
1. volant,
2. disc de fricțiune,
3. mecanism de ambreiaj, care cuprinde carcasa în care se montează
placa sau discul de presiune, între acestea interpunându -se arcuri
elicoid ale sau un arc de tip diafragmă,
4. rulme nt de presiune (manșon de cuplare),
5. furca de acționare (pârghia),
6. cablu de acționare.
Construcția ambreiajului mecanic cu fricțiune cu pârghii de debreiere și arcuri
periferice:
Calculul și Construcția Automobilelor 1 26
56 7 98101312
1
2
3
411
Schema unui ambreiaj mecanic de fricțiune
1) Arbore cotit al motorului,
2) Lagăr pentru axul ambreiajului,
3) Axul ambreiajului (de regulă arborele primar al cutiei de viteze) ,
4) Volant,
5) Discul de fricțiune,
6) Placa de presiune,
7) Arc de presiune,
8) Manșon de decuplare (rulment de presiune),
9) Sistem de debreiere,
10) Pârghi de debreiere,
11) Tijă de acționare,
12) Carcasa ambreiajului,
13) Carterul ambreiajului.
Explicații:
Volantul (4) este legat de arborele cotit. Elementele 4, 12, 11, 10, 7 și 6 constituie partea
conducătoare a ambreiajului. Toate în afară de 4 fac parte din meca nismul ambreiajului.
Elementele 5 și 3 constituie partea condusă.
În momentul călcării pedalei de ambreiaj, prin mecanismul de acționare rulmentul este
obligat să apese pe capătul pârghiei 10 (care de obicei sunt cel puțin trei la număr), care face o
bascu lare și trage spre dreapta placa de presiune, comprimând arcurile și eliberând în felul acesta
discul ambreiajului (discul de fricțiune) . La eliberarea pedalei sistemul revine la poziția inițială,
adică se cuplează motorul de arborele ambreiajului. Asta e determinată de arcurile de presiune
sau de arcul diafragmă, care apasă asupra plăcii de presiune care va strânge discul condus pe
suprafața de frecare a volantului.
Volantul are ca rol principal reducerea gradului de neuniformitate a vitezei unghiulare a
arborelui cotit al motorului și asigură fixarea pe partea lui exterioară a unei coroane dințate
necesară dispozitivului de pornire și, mai nou, a unei alte coroane dințate necesare traductorului
de turație pentru sistemul de aprindere, de alimentare, sau di agnosticare.
Volantul poate fi monobloc sau modular.
Volantul modular este specific autoturismelor si este executat de regulă dintr -o placă de
oțel dispusă pe volant și un corp inelar din fontă dispus pe disc.
Discul de fricțiune este partea ambreiajului ( a părții conduse) care sub acțiunea forțelor
axiale dezvoltate în mecanismul de ambreiaj permite transmiterea fluxului de putere al motorului
spre arborele condus al ambreiajului.
Cerințe impuse discului de ambreiaj :
– să transmită integral momentul motor fă ră patinare,
– să asigure progresivitatea la cuplare,
Calculul și Construcția Automobilelor 1 27
– să asigure izolarea vibrațiilor de torsiune,
– să permită o bună ventilare,
Construcția:
Discul de fricțiune este compus din:
– disc suport, pe care se plasează garniturile de fricțiune,
– butuc cu flanșă,
– amor tizor de oscilații de torsiune,
– disc suplimentar,
– elementele de legătură (nituri).
Arcurile au rol de amortizare a oscilațiilor de torsiun e.
Discul suport 2 este confecționat din tablă de oțel cu conținut mediu
sau ridicat de carbon, cu grosime de 1,4÷2 m m, având un dublu rol, și anume
transmiterea momentului de torsiune și fixarea garniturilor de fricțiune.
Discul 2 are niște tăieturi (decupări) radiale pe el.
Progresivitatea cuplării – pomenită mai sus – se poate realiza prin
tăieturile radiale și curba rea sectoarelor ce rezultă în acest fel sau prin
introducerea unor lamele suplimentare. Astfel șocul la cuplare este diminuat.
Între discul suport 2 și flanșa butucului se montează izolatorul pentru
vibrații de torsiune.
Soluții de realizare a discului:
1
23
4
F
FA
AA-A
Cu disc curbat sau deformat în scopul amortizării
1) garnitură de fricțiune,
2) sectoare ale discului metalic ,
3) garnitură de fricțiune,
4) nituri.
δ – distanța de la garnitura de ficțiune până la discul metalic δ=0,8÷2 mm.
La discul de oțel se aplică un tratament termic de călire în ulei și revenire ce îi asigură o
duritate HRC 38÷50.
2
Calculul și Construcția Automobilelor 1 28
1
23
4
5
Cu arcuri lamelare suplimentare
1) garnitură de fricțiune,
2) discul metalic suport ,
3) arcurile lamelare ,
4) garnituri de fricțiune,
5) nituri.
Arcurile lamelare se execut ă din bandă de oțel cu grosimea de 0,5 mm după care se călesc
și se supun revenirii în prese la temperatura (
C420t0 ).
14.3. Garniturile de fricțiune
Cerințe impuse garniturilor de fricțiune:
– să posede coef icient de frecare ridicat care să rămână stabil chiar și la
temperaturi mari,
– să aibă rezistență mare la uzură,
– proprietăți mecanice bune (rezistență mare, elasticitate, plasticitate),
– să asigure funcționarea fără zgomot,
– conductivitate termică ridicată.
Materialele folosite : metal pentru volant și placa de presiune (fontă ); materiale
nemetalice în general pentru garniturile de fricțiune.
Azbestul are o stabilitate termică și chimică ridicată. Nu arde.
Obs. Praful ce se degajă la cuplări și decuplări este totuși cancerigen. Asta face să apară o
reacție din partea ecologiștilor, și să se caute alternative.
Azbestul nu se utilizează singur, ci ca fibre sau texturi împreună cu inserții metalice
neferoase sau feroase și lianți.
Din azbest se utilizează trei mat eriale:
– raibest,
– ferodoul,
– azbocauciucul.
Raibestul este un material din azbest fărâmițat îmbibat cu lianți și apoi presat (se mai
numește și azbocarton ).
Azbocauciucul este un material preparat din azbest care folosește ca liant cauciucul
sintetic.
Ferodo ul (cel mai utilizat) – se mai numește metalazbest – este un material format din
azbest cu inserții metalice, liant și presat într -o formă la grosimi de 3÷5 mm.
Inserțiile metalice :
Calculul și Construcția Automobilelor 1 29
– oxidul de zinc îmbunătățește rezistența la uzură,
– oxidul de plumb (PbO) – litargă – împreună cu alama mărește și stabilizează
coeficientul de frecare,
– oxidul de fier (Fe 2O3) se folosește pentru mărirea coeficientului de frecare,
Coeficientul de frecare pentru garniturile pe bază de azbest este cuprins între 0,2÷0,35.
Coeficientu l de frecare pentru garniturile pe bază de material ceramic este cuprins între
0,4÷0,45.
Garniturile metalo -ceramice se execută prin presarea pulberilor metalice în prefabricate la
presiuni 100÷600 Mpa, după care acestea se sinterizează (se încălzesc în vi d la temperaturi de
două treimi din temperatura de topire a materialului de bază – Cu, Zn, Fe, Ni – și se presează).
Acestea au un coeficient de frecare de 0,4÷0,5, duritate mare (care sunt avantaje) ,
coeficient de elasticitate scăzut (dezavantaj).
Garnitu rile din rășini sintetice armate cu fire de chevlar sau fibre de sticlă, garnituri care
se consideră nepoluante prin particule rezultate din procesul de uzură.
Îmbinarea garniturilor de fricțiune cu discul de ambreiaj se realizează prin nituire (a),
lipire , prin formare pe disc (b), sau, o altă soluție, ca garnituri libere (c).
x
3…5mma
3…5mmb1
42 3 1
c2 1 2
Cu disc curbat sau deformat în scopul amortizării
1) garnitură de fricțiune,
2) disc metalic,
3) garnitură de fricțiune,
4) nituri.
Cel mai utilizat sistem este t otuși nituirea. Acesta din urmă:
– asigură rezistență în funcționare,
– permite refacerea discului când garnitura s -a uzat.
Capul nitului este montat cu o distanță x spre interior x = 0,5÷1 mm.
Dezavantaje : Capul nitului poate freca pe volant sau pe placa de p resiune (în cazul uzurii
exagerate a garniturilor de fricțiune), provocând în acest caz o uzură considerabilă și zgomot.
Durata de funcționare este de cca 1500÷2000 ore.
Operația de nituire este cât se poate de delicată și pretențioasă. Asta pentru că în c azul în
care forța de strângere a nitului nu este suficient de mare, garniturile vor avea un joc nedorit și ca
efect o funcționare necorespunzătoare după montajul discului. La o forță de strângere a nitului
mai mare decât cea indicată garnitura se poate fi sura în zona găurii nitului deoarece acolo este
mult subțiată (cca 1÷1,5 mm). A strânge nitul atât cât e bine, cere o îndemânare și o atenție
sporită din partea celui care efectuează operația de recondiționare a discului condus prin
aplicarea altor garnitu ri de fricțiune.
Îmbinarea prin lipire :
Calculul și Construcția Automobilelor 1 30
Avantaje :
– asigură o durată de viață mai mare cu până la 1,5÷2 ori in comparație cu
discul nituit.
– asigură mărirea suprafeței de frecare și a rezistenței, fiindcă sunt eliminate
găurile de nit,
Dezavantaje :
– la uzare se schimbă întreg discul,
– procesul de lipire este costisitor și destul de delicat: cere o umiditate
controlată a spațiului în care se efectuează operația în sine, forța de presiune
precisă etc.
Formarea garniturilor de fricțiune pe disc
Avantaje :
– are durata de viață dublă,
Dezavantaje :
– după uzare trebuie aruncat cu totul.
În ultimele două soluții nu se mai poate asigura preluarea șocurilor axiale, deci nu există
amortizare la disc.
Soluția cu garnituri libere
Avantaje :
– are durata de viață până la 4 000 ore de funcționare,
– se face mult mai ușor schimbarea garniturilor de fricțiune,
14.4. Mecanismul de ambreiaj
Este subansamblul montat pe volant care asigură apăsarea și eliberarea discului de
fricțiune poziționat între volant și acest mecanism.
Cerințe impuse mecanismului de ambreiaj:
– să asigure o păsare uniformă pe toate suprafețele discului de ambreiaj,
– să fie echilibrat dinamic,
– să aibă dimensiuni mici,
– să aibă gabarit axial redus,
Construcție. Alcătuire:
1) placa de presiune,
2) dispozitiv elastic de apăs are,
3) carcasa ambreiajului.
Carcasa ambreiajului se fixează pe volant prin șuruburi și se centrează cu ajutorul unor
știfturi de centrare. În partea centrală are prevăzută o deschidere prin care trece axul ambreiajului
și manșonul de decuplare.
Această carc asă se execută din tablă de oțel ambutisată cu un conținut redus de carbon
(pentru autoturisme) , sau prin turnare din fontă în cazul ambreiajelor ce transmit momente mari
(autocamioane și autobuze).
Placa de presiune este confecționată din fontă sau oțel ș i se află în același regim de
mișcare cu volantul, având în plus față de acesta posibilitatea de deplasare axială, fașă de volant,
mișcare necesară cuplării sau decuplării ambreiajului, precum și pentru compensarea uzurilor
care apar la discul de fricțiune .
Calculul și Construcția Automobilelor 1 31
321
Mecanismul de ambreiaj
1) carcasa ambreiajului,
2) placa de presiune,
3) elementele elastice de legătură.
Placa de presiune 2, legată prin elementele elastice 3 de carcasa mecanismului de
ambreiaj , execută o mișcare de rotație și u na axială pentru debreiere.
Revenind acum pentru o clipă la discul de presiune putem amintii că metodele sau
soluțiile de amortizare a oscilațiilor transversale sunt următoarele:
– cu capsule hidraulice, o metodă mai modernă care se bazează pe rezistența
hidrodinamică a unui lichid închis în niște mici recipiente sub formă de
capsule. La cuplare șocul și oscilațiile sunt preluate de lichidul comprimat în
capsulele respective. Problemele importante care pot apărea sunt legate de
etanșare. Când apar scăpări de ulei acesta ajunge între suprafețele în frecare
și nu e de dorit acest lucru pentru că funcționarea ambreiajului este
compromisă ,
– tampon de cauciuc, la care problema majoră este păstrarea calităților elastice
în timpul funcționării la temperaturi ridicate. Din cauza căldurii cauciucul
respectiv își pierde calitățile elasti ce și amortizarea este pierdută,
– arcuri elicoidale, care rămân încă soluția cea mai utilizată și mai
convenabilă.
14.5. Mecanismul de presiune
Este constituit din arcurile de presiune , carcasa ambreiajului , și placa de presiune .
Arcurile de presiune sunt dispuse între placa de presiune și carcasa ambreiajului în stare
precomprimată. Arcurile de presiune pot fi dispuse central sau periferic .
Cele periferice sunt de tip elicoidal cilindric.
Cele centrale pot fi:
– elicoidale cilindrice,
– conice,
– tip diafragmă.
14.6. Arcurile periferice elicoidale cilindrice
Arcurile de acest tip sunt dispuse pe un cerc astfel încât forțele centrifuge să nu le poată
deplasa înspre exterior și căldura degajată în procesul ambreierii -debreierii să nu se transmită
spre ele. De reținut: căldura nu trebuie să ajungă de la placa de presiune la arcuri, de aceea între
placă și arcuri sunt dispuse niște șaibe termoizolante (în anumite cazuri din ferodou) care
împiedică transferul de căldur ă în sensul prezentat mai sus .
Num ărul acestor arcuri depinde de diametrul exterior al discului de fricțiune, astfel:
– pentru
200d mm se utilizează 6 arcuri,
Calculul și Construcția Automobilelor 1 32
– pentru
280d 200 mm se utilizează 9÷12 arcuri,
– pentru
380d 280 mm se utilizează 12÷18 arcuri.
Aceste arcuri pot fi dispuse pe un rând sau două. Cu cât crește diametrul arcului, cu atât
trebuie să crească și diametrul sârmei din care este confecționat arcul respectiv .
3
14
Mecanismul de presiune
1) placa de presiune,
2) carcasa mecanismului de ambreiaj, care se fixează prin șuruburi pe volant,
3) șaibă termoizolantă,
4) arcuri de presiune.
Întrucât arcurile se montează în stare comprimată, forța totală de comprimare trebuie să
fiie egală cu forța de presiune, forț ă care se determină cu o relație de forma:
ZrMS
mm
, (1)
în care: M m – este momentul motor maxim transmis prin ambreiaj,
β – coeficientul de siguranță al ambreiajului ( pentru autoturisme: 1,2÷1,5) ,
μ – coeficientul de frecare,
Z – numărul perechilor suprafețelor de frecare,
rm – raza medie de frecare, care poate fi determinată cu relația:
2rRrm
,
în care: R – este raza exterioară a discului de fricțiune,
r – raza interioară a aceluiași disc.
Dacă Z a este numărul de arcuri, atunci forța (Fo) care acționează asupra unui singur arc
este de forma:
aoZ85,0SF
. (2)
Deoarece în timpul decuplării ambreiajului arcurile se deformează suplimentar cu
aproximativ 20% va rezulta că forța maximă ce acționează asupra unui arc este de forma:
Fmax=1,2.Fo. (3)
Un arc cilindric elicoidal prezintă o dependență liniară între deformație și forță . Utilizarea
unui arc conic (elicoidal) nu mai asigură o dependență liniară între deformație ș i forță Prima
spiră intră în a doua, și în felul acesta rămân mai puține spire active.
14.7. Arcurile diafragmă
Cel mai utilizat este însă arcul diafragmă, care are forma unui trunchi de con cu brațe
elastice formate prin decupări radiale. Aceste brațe au și rolul de pârghii de debreiere.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 33
Decupările radiale fac ca elementele sau lamelele rezultante să devină brațele
mecanismului de ambreiaj.
În funcție de sensul forței de decuplare există două tipuri de mecanisme de ambreiaj:
1) mecanism comprimat, când la decuplare manșonul se apropie de
volant și
2) mecanismul de tip tras, când la decuplare manșonul se depărtează de
volant.
Cu ce se prinde arcul diafragmă pe carcasa ambreiajului? Elementele cu care se
asamblează diafragma pe carca sa mecanismului de ambreiaj sunt asemănătoare cu niște nituri,
dar nu sunt nituri ci poartă numele de ANTRETOAZĂ. O astfel de antretoază are un umăr de
sprijin.
Problema care se pune acum este: ce utilizez? …arcuri elicoidale ? Sau arc diafragmă?
Când se optează pentru o soluție sau pentru alta trebuie să se țină seama de următoarele
aspecte:
Utilizarea arcurilor elicoidale face ca apăsarea plăcii de presiune pe suprafața de frecare
să fie neuniformă.
Pârghiile de debreiere impun operații complexe de regl aj pentru ca capetele lor să fie în
același plan, paralel cu planul volantului.
Arcurile elicoidale au un gabarit axial mare.
Montarea arcurilor elicoidale implică o serie de prevederi constructive împotriva acțiunii
forței centrifuge și împotriva acțiunii temperaturii care se degajă în procesul de cuplare –
decuplare.
14.8. Caracteristica arcului elicoidal și a arcului diafragmă
0hFD
FD1
FD2 D2D1
12
C
U h
1 – caracteristica specifică arcurilor cilindrice periferice este o caracteristică liniară,
2 – caracteristica specifică unui arc tip diafragmă,
ΔU – cursa moartă a ambreiajului,
Δh – cursa utilă a pedalei,
Calculul și Construcția Automobilelor 1 34
D1, D2 – reprezintă punctul de decuplare totală a ambreiajului (D 1 – arc. cilindr. perif.; D 2
– arc diafrag.),
C – momentul începerii decuplării (c uplării) ,
FD1 – forța necesară debreierii (decuplării).
OBS.: Forța de apăsare (asupra pedalei) la decuplarea completă (punctul D 2) a
ambreiajului cu arc de tip diafragmă este mai mică decât forța necesară în timpul apăsării (în
intervalul cursei moarte). Pe măsura „îmbătrânirii” diafragmei această forță (de la decuplarea
totală) devine tot mai mare, spre deosebire de ce se întâmplă cu arcurile periferice.
La arcurile periferice – din câte se poate vedea pe graficul de mai sus – forța de apăsare la
decuplar ea totală este mai mare decât forța din timpul întregii curse. Cu toate acestea, chiar și
după un timp de funcționare mai îndelungat lucrurile nu decurg ca la arcul diafragmă.
14.9. Pârghiile de debreiere
Se realizează din OLC forjat sau prin matrițare, du pă care li se aplică un tratament termo –
chimic (carburare) în vederea creșterii rezistenței la oboseală.
Ele sunt într -un număr de minim trei, iar condiția obligatorie de funcționare, este ca toate
cele trei capete care vin în contact cu manșonul de decupl are să fie într -un plan paralel cu planul
volantului.
14.10. Manșonul de decuplare
Este întâlnit în trei soluții constructive:
– rulment axial,
– rulment axial -radial,
– inel de grafit.
Obs.: Dacă rulmentul de presiune se sprijină direct pe
arborele ambreiajulu i, atunci el se va roti ori de câte ori pornim
motorul, lucru care conduce la o durată de viață mai scurtă a
rulmentului. Din această cauză se optează pentru montarea
rulmentului pe o bucșă.
1) arborele ambreiajului,
2) rulment de presiune axial,
3) dispozitiv de acționare,
4) bucșă fixată în consolă în carterul cutiei de
viteze.
14.11. Arborele ambreiajului
Poate fi const ituit ca piesă separată (autocamioane) sau poate fi parte comună cu arborele
primar al cutiei de viteze (autoturisme) . În acest caz este sprijinit î n două lagăre:
– în arborele cotit sau în volant, printr -o bucșă de grafit sau bronz;
– în carterul cutiei de viteze.
Lagărele pot fi de alunecare (întâlnite la autoturisme) sau de rostogolire (întâlnite la
autocamioane).
Obs.: Bucșele se uzează mult mai rapid decât rulmenții.
15. Parametrii principali ai ambreiajelor
Parametrii principali ai ambreiajelor sunt necesari pentru compararea diferitelor tipuri de
ambreiaje și stabilirea caracteristicilor funcționale ale acestora .
Există patru parametrii caracteristi ci ambreiajelor , și anume :
β – coeficientul de siguranță,
po – presiunea specifică,
3
12
4
Calculul și Construcția Automobilelor 1 35
lp – lucrul mecanic de patinare,
Δt – creșterea (gradientul) de temperatură.
15.1. Coeficientul de siguranță
Momentul de torsiune de la motor se transmite transmisiei dator ită forțelor de frecare care
apar între placa de presiune, discul de fricțiune și volant, din cauza exercitării forței de apăsare
de către mecanismul de apăsare. Astfel, momentul transmis de ambreiaj se determină cu relația:
m a rZS M
, (1)
în care: μ este coeficientul de frecare, ce caracterizează cuplurile de materiale.
μ=0,35÷0,45, în cazul cuplului de materiale metalo -ceramice;
μ=0,25÷0,35, în cazul cuplului de materiale metal -azbest .
Totdeauna un ambreiaj se supradimensionează în sens ul că este capabil să transmită un
moment mai mare decât momentul maxim dezvoltat de motor.
β=1,2÷1,5 autoturisme, (forța de apăsare redusă, frecare (uzură) mare, cuplaj de sig. ;
β=1,5÷2 autocamioane,
β=2÷2,5 autocamioane grele în carieră etc. ,
(la ultimel e două categorii avem : moment transmis mult mai mare , (de)cuplări bruște) ;
Un coeficient de siguranță (β) redus – ca și în cazul autoturismelor – asigură o cuplare și
o decuplare lină, în schimb cresc frecările și uzura ambreiajului, dar ambreiajul își exe rcită rolul
de cuplaj de siguranță.
În cazul alegerii unui coeficient de siguranță (β) mare, cuplarea se face brusc fără frecări,
ducând la o viață mai lungă a ambreiajului, dar acesta nu mai îndeplinește și funcția de cuplaj de
siguranță.
Pentru ambreiaj ele multidisc se alege un β=2,5÷3.
15.2. Presiunea specifică
Presiunea specifică este o valoare care -mi arată presiunea la care sunt supuse garniturile
de fricțiune. Presiunea specifică poate varia în funcție de materialul din care sunt confecționate
garni turile de fricțiune.
– la materialele pe bază de azbest: p o=0,17÷0,35 N/mm2;
– la materialele metalo -ceramice: p o=0,35 ÷2 N/mm2.
Presiunea specifică este cauzată de mecanismul de presiune, motiv pentru care acesta
trebuie să fie reglat corespunzător pentru o di stribuție cât mai uniformă a acestei presiuni.
ASpo
2 2
o2 2
o r Rp4d
4DpS
, (3)
2rRZM
rZMSm)2(
ma)1(
, (4)
2rRZMr Rpm 2 2
o
2rRZ r RMp
2 2m
o . (5)
Pentru transmiterea unui moment motor mai mare este nevoie de creș terea presiunii
specifice (po) a ambreiajului. De asemenea, creșterea coeficientului de siguranță implică o
creștere a acestei presiuni. Creșterea numărului suprafețelor conjugate de frecare (a discurilor de
frecare la ambreiajele multidisc) implică o scăd ere a presiunii specifice, chiar dacă momentul
transmis de ambreiaj rămâne același.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 36
15.3. Lucrul mecanic de patinare
Are valori maxime în cazul pornirilor de pe loc datorită pieselor în mișcare de rotație.
Lucrul mecanic de patinare depinde de:
– greutatea a utovehiculului (G a),
– turația motorului (n),
– raportul de transmitere (i s). Cu cât is este mai mare, cu atât crește l p.
– rezistențele la rulare datorate drumului (ψ mare duce la l p mare),
– raza de rulare a roții (r r); rr mare duce la l p mare;
– coeficientul de p roporționalitate (k) – care arată gradul de creștere a
momentului de frecare în timpul cuplării ambreiajului:
k=30÷50 Nm/s, la autoturism,
k=100÷150 Nm/s, la autocamion,
Lucrul mecanic de patinare poate fi scris atunci ca o funcție de forma:
lp=f(G a, n, is, ψ, r r, k).
15.4. Gradientul (sau creșterea) de temperatură
Creșterea de temperatură (Δt) se datorează frecărilor care apar între partea condusă și
partea conducătoare și are valori maxime la pornirea de pe loc. Acest gradient de temperatură se
determi nă cu relația:
C ,cmLto
p
în care: γ este numărul pieselor raportat la numărul suprafețelor conjugate, dat de relația:
sp
nn
mp – masa pieselor care transmit căldura,
c – căldura specifică a pieselor (c=500 J/kgK),
Gradientul de temperatură are valori cuprinse în intervalul: Δt=8÷15 0C. Asta înseamnă
că la o pornire de pe loc se produce o încălzire a pieselor cu 8…15 0C.
Concluzie foarte importantă : În ciclul urban, ținând cont că se realizează între 50…60 de
cuplări decup lări la 100 km, l ucrul mecanic de patinare (l p) și încălzirea pieselor sunt principalii
factori care duc la distrugerea ambreiajului. În plus, folosirea intensă a acestuia duce la uzura
manșonului de cuplare ( care nu e altul decât rulmentul axial).
16. Calculul cuplării ambreiajului
1M2
1M1Ma
22
dTdR r
1) Arborele cotit,
2) Arborele ambreiajului,
ω1, ω2 – vitezele unghiulare ale celor doi arbori,
Ma – momentul de torsiune transmis prin ambreiaj.
Ipoteza de lucru: Discul de fricțiune este caracterizat de (R, r) din care separăm un
element de dimensiuni infinitezimale.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 37
d 2 p dT
d2 dAdAp dSds dT
o
io
, (1)
d p2 dT dM2
o
,
3r Rp2 d p2 M3 3
oR
r2
o
,
Deoarece între discul conducător și discul condus nu există patinare (ipotetic vorbind )
rezultă că momentu l motor va fi egal cu momentul transmis pe arborele ambreiajului. În cazul în
care în timpul cuplării există patinare se poate defini un randament al ambreiajului, ca fiind un
raport dintre cei doi arbori:
12
12
aPP
.
La ambreiajul total cupla t:
1a 1 2 .
În timpul cuplării ambreiajului, la plecarea de pe loc, pe lângă modificarea lui ω 2 apare și
modificarea vitezei unghiulare (ω1) a arborelui cotit 1, de aceea trebuie accelerat.
ta21
C
0tco
ωo – viteza iniți ală a arborelui conducător,
0 – viteza inițială a arborelui ambreiajului,
ωc – viteza unghiulară în momentul cuplării complete.
Ma M1 M212i2
i1
i1 – momentul de inerție a maselor în mișcare de rotație din motor,
i2 – momentul de inerție r edus la arborele ambreiajului al maselor în mișcare de rotație din
transmisia automobilului .
Ipoteza de lucru: Se presupune că vitezele unghiulare au o variație liniară.
dtdi M Mdtdi M M
2
2 2 a1
1 1 a
Calculul și Construcția Automobilelor 1 38
dt diM M
dtd
1 1
11 a 1
c2 c1 o
2 122 2c1 o 1
t t tt
2 1o
c o 2 1c t t
a2
a1
12
2ao
22 a
11 ao
2 1o
c
MM1MM1ii
iM
iM M
iM Mt
a2
a1
12
2ao
c
MM1MM1ii
iMt
(1)
Ținând cont că pe un drum orizontal momentul rezistent M 2 este mult mai mic decât
momentul motor M 1, acesta este considerat M 20.
Vom obține expresia timpului de cuplare:
1MM1ii
iMt
a1
12
2ao
c
(2)
Din expresia (2) rezultă că cu cât momentul motor este mai mare și timpul de cuplare este
mai mare.
17. Mecanisme de acționare a ambreiajului
Ambreiajul poate fi acționat automat prin metode vacumatice sau electrice , ținând cont de
turația moto rului, poziția pedalei de accelerației , poziția levierului schimbătorului de viteze sau
poate fi acționat de conducătorul auto, mecanic, hidraulic sau combinat.
Sistemele mecanice de acționare sunt acelea la care comanda de la pedala ambreiajului la
manșon ul de debreiere se transmite prin pârghii (la sistemele cu pârghi de debreiere și arcuri
periferice ) sau cabluri (la sistemul cu arc central tip diafragmă ). În cazul acestor ambreiaje
trebuie să se țină seama de un joc între manșonul de cuplare și pârghiil e de debreiere de 2÷3 mm
și o distanță între suprafețele de frecare δ=0,8÷1,5 mm în cazul ambreiajelor monodisc și 0,2÷0,4
în cazul ambreiajelor multidisc.
Fp=80÷150 N; autoturisme.
Fp=150÷200 N; autocamioane.
Cursa libera a ambreiajului are valori cupri nse între 80÷120 mm.
cdFD Fp
ba
Calculul și Construcția Automobilelor 1 39
cdf
eSlbaFp
Fig. . Schema mecanismului mecanic de acționare a ambreiajului.
unde: Sl este cursa liberă a manșonului,
Sm – cursa manșonului,
FD – forța necesară debreierii .
fez S Sl m
,
dc
ba
fez Sdc
baS Se m p
.
Acționarea mecanică a ambreiajelor asigură rapoarte de transmitere 35÷45% și
randamente între η=0,6÷0,8.
Acționarea hidraulică asigură rapoarte de transmitere mai mari și randamente de
0,6÷0,9. Datorită complexității constructive acționarea hidraulică se folosește acolo unde forța
necesară debreierii este mult mai mare decât forța care poate fi dezvoltată la pedală .
A1 – secțiunea pompei de lucru,
A2 – secțiunea cilindrului receptor,
21
AA
fe
dc
bau
,
ef A1=
cdSl2d2A2=4bFp4d12
a
Fig. . Schema mecanismului hidraulic de acționare a ambreiajului .
18. Calculul elementelor ambreiajului
Calculul elementelor ambreiajului ia în considerare o forță care acționează la pedală de
două ori mai mare decât valorile obișnuit e, pentru supradimensionarea elementelor ambreiajului.
Pârghiile de debreiere sunt solicitate la încovoiere în momentul în care are loc decuplarea totală a
ambreiajului, solicitare care depinde de caracteristica de elasticitate a arcurilor de presiune. Axul
Calculul și Construcția Automobilelor 1 40
ambreiajului este solicitat la torsiune , axul pedalei la încovoiere și forfecare, iar pedala
ambreiajului la încovoiere și răsucire.
Valorile admisibile ale tensiunilor în elementele ambreiajului se calculează ca niște
tensiuni echivalente cu valori cuprinse între 40÷60 N/mm2.
t i ech 4
.
19. Transmisia hidrodinamică a mișcării
Constă în transformarea energiei mecanice a sursei în energie cinetică a unui lichid
circulat într -un volum închis între o pompă și o turbină și (re)transformarea aces teia în energie
mecanică la destinație .
Volumul de lucru al lichidului este sub formă toroidală astfel încât secțiunea sa
transversală este împărțită în elemente mobile și elemente statice (statoare). Elementele mobile
pot fi pompa la intrare și turbina la ieșire. Fiind un sistem hidrodinamic avem debite mari și
presiuni mici. Presiunile de lucru ale lichidului: p=0,3÷0,5 daN/cm2 în timp ce vitezele pot
ajunge la 20÷30 m/s. Elementele statice și cele mobile se reunesc într -o unitate compactă numită
celulă P TS.
Stator
Pompap
Mp
MppCalduraT
SPTransfer,
TransformareTurbinaT
MT
MTT
Fig. . Schema transmisiei hidrodinamice.
Într-o astfel de celulă energia cinetică a pompei în mișcare de rotație cu viteza unghiulară
ωp se transferă lichidului de lucru care datorită forței centrifuge este antrenat de -a lungul
suprafeței toroidale spre exterior unde se lovește de paletele turbinei și îi transferă energia
acesteia, care se va roti cu viteza ω T după care intră în stator, element cu rol de a mări energia
cinetică a lichidului.
20. Ambreiajul hidrodinamic
Ambreiajul hidrodinamic este cazul particular de transmisie în care lipsesc elementele
statice (statorul) , motiv pentru care momentul la intrare și la ieșire sunt egale.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 41
Fig. . Schema ambreiajului hidrodinamic.
1 – arborele pompei, 2 – pompa, 3 – turbina,
4 – arborele turbinei, 5 – miezul conducător, 6 – carcasa ambreiajului.
Obs.: Statorul lipsește.
Viteza relativă la ieșire din pompă (intrare în turbină) au valori egale, datorită
continuității curgerii lichidului. Lichidul iese din pompă cu viteza v P și din turbină cu v T.
Valorile vite zelor de transport U P și V T diferă având valori mai mici pentru turbină datorită
pierderilor care apar sub formă de căldură.
Datorită faptului că aceste două viteze au valori diferite rezultă că turațiile celor două
elemente sunt diferite. Din acest motiv se definește noțiunea de „slip” (engl.) .
T PT P
T Pn nU U
i1 1 s
PT
PT P
,
în care: i este raportul de transmitere al unui ambreiaj hidrodinamic,
PTi
.
Din punct de vedere cinematic un ambreiaj hidrodinamic este caracterizat de slip (s) și de
raportul de transmitere (i), iar din punc de vedere energetic de randament.
Momentul cantității de mișcare în interiorul torului este dat de relația :
rvmM
, (1)
în care: m este masa lichidului,
v – viteza de circulație a lichidului,
r – raza medie a torului.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 42
TP
r2
r1 r3 r4
Fig. . Dimensiuni ce intră în calcule.
Momentul necesar antrenării rotorului pompei este diferența între m omentul la intrarea în
pompă și momentul la ieșirea din pompă .
T P
1 34 24 23 13 3 2 2 3 3 2 2 eT iT T4 4 1 1 4 4 1 1 eP iP P
M M
v vv vcurgerii tii continuita Datoritãrrrrrvrvmrvmrvm M M Mrvrvmrvmrvm M M M
Minus ( -) apare pentru că e un moment rezistent. Momentul transmis de pompă este egal
cu momentul rezistent al turbinei.
Calculul analitic al momentului transmis de un ambreiaj hidrodinamic ține cont de
dimensiunile geometrice ale pompei , de coeficientul de pierderi, de slip, de greutatea specifică a
lichidului și de turația pompei.
5
P2
PDn M
,
în care: λ este un coeficient adimensional, care ține seama de d imensiunile geometrice ale
pompei, de raportul turațiilor și de slip,
γ – greutatea specifică a lichidului,
nP – turația pompei,
DP – diametrul
)tea(cos mediu) burnete( exterior al pompei.
În orice transmisie puterea este :
MP
. (1)
În cazul ambreiajului hidrodinamic :
2
p2
pDn M
, (2)
2
p2
p M DnkM
, (3)
kM – coeficient de moment care depinde de dimensiunile geometrice, de coeficientul de pierderi,
de raportul de transmitere, de slip și de greutatea specifică γ, (înglobează pe k și γ) ;
Puterea transmisă de ambreiaj se determină cu relația:
2
P3
PM P P
p Dn3, 9549k
3, 9549n MP
, (4)
Puterea primită de turbină se determină cu relația:
Calculul și Construcția Automobilelor 1 43
2
P2
P TM T T
T Dnn3, 9549k
3, 9549n MP
, (5)
în care: MT este momentul turbinei,
nP – turația turbinei,
T PM M
,
5
P3
PM
T
PTDni3, 9549kPnni
, (6)
2
P3
P pp P Dnk P)4(
, (7)
2
P3
P PT T Dnk P)6(
, (8)
în care: kPP este coeficientul de putere al pompei, care se det ermină cu relația:
3, 9549kkM
PP
;
kPT – coeficientul de putere al tur binei, care se determină cu relația:
i3, 9549kk
PPkM
PT
,
T P PT PP PP k k1i
T P pi PP P
, (9)
Puterea transmisă de pompă este mai mare decât puterea primită de turbină. Pierderile de
putere care apar, provenind din pierderi care ap ar datorită pierderilor interne din lichid, din
pierderi datorate ciocnirilor, din pierderi datorate frecărilor în lagăre.
P PTT
PT
MM
PP
,
i1 s
PT P
,
PT Pp
Pci PfPp
(1-)Pp
Fig. . Puterea transmisă și pierderile de putere la ambreiajul hidrodinamic.
Pf – putere pierdută prin frecări,
Pci – putere pierdută datorită ciocnirilor.
21. Cuplarea ambreiajelor hidrodinamice cu motoare cu ardere internă
Caracteristicile de turație ale motoarelor cu ardere internă (M=f(n)), sunt asemă nătoare
între ele în special în zona de funcționare sub sarcină și prezintă variații relativ mici de moment
pentru domenii largi de variație a turației.
Avem astfel două grafice: 1 – variația momentului motorului cu ardere internă în funcție
de turație (fi g. a); 2 – caracteristica ambreiajului hidrodinamic (fig. b).
Calculul și Construcția Automobilelor 1 44
M
Mmai
n nmin nmax 0M
nmax iMAHD
M
0,5 1a
b
1 0,5 0sibian=ct.
Fig. . Caracteristica motorului cu ardere internă și a ambreiajului hidrodinamic.
Introducem noțiunea de rigiditate, dată de relația următoare:
.ctnPiM
Raportul dintre variația momentului transmis și variația raportul ui de transmitere la
turația constantă a ambreiajului hidrodinamic poartă denumirea de rigiditate. Această rigiditate
nu este aceiași pe întreg domeniul de variație fiind mai mare în zona slipurilor mici și mai mică
în zona slipurilor mari .
bbaa
iMiM
b a b a i i .
Pentru ambreiajele hidrodinamice aparținând aceleiași famili (au aceiași formă), dar de
dimensiuni diferite, curba M=f(i), va avea aceiași alură. Trebuie ținut cont însă de faptul că,
coeficientul de moment (k M) este influențat de volumul de lichid recirculat și de modificarea
dimensiunilor geometrice ale acestuia. În cazul în care un ambreiaj hidrodinamic cuplat cu un
motor cu ardere internă are o ri giditate mare, variațiile de încărcare cauzate de modificarea
rezistenței la înaintare vor fi transmise și motorului. Rezultă deci că ambreiajul hidrodinamic
care are o rigiditate mare permite o supraîncărcare mare, dar nu protejează motorul, și face ca
acesta să se oprească pentru anumite turații.
În cazul în care ambreiajul hidrodinamic are o rigiditate mică motorul cu ardere internă
este protejat de influența transmisiei însă nu se pot face supraîncărcări mari pentru acesta . De
aici rezultă că în cazul în care ambreiajul hidrodinamic are rigiditate mare transmisia obținută va
fi rigidă , iar în situația în care rigiditatea ambreiajului hidrodinamic va fi mică transmisia va fi
elastică.
Stabilirea rigiditații ambreiajului hidrodinamic trebuie astfel făcută încât să asigure
funcționarea stabilă a cuplului: m.a.i. -a.h. Funcționarea acestui sistem (mai -ah) este caracterizată
de punctul sau de punctele de intersecție ale curbei ce reprezintă momentul motor cu curba ce
reprezintă variația momentului rezistent.
Condiția de funcționare stabilă pentru acest cuplu (mai -ah) este următoarea:
AHD mai nM
nM
.
Pentru analiza ei avem reprezentările:
Calculul și Construcția Automobilelor 1 45
nM
IIB
C
m.a.i.A.H.D.
IM
A
nm.a.i.A.H.D.
Fig. . Caracteristica ambreiajului hidrodinamic și curba de moment a motorului cu ard ere internă .
I – caracteristica ambreiajului hidrodinamic se întâlnește cu curba de moment a mai în
punctul A . Dacă turația mai -ului se modifică, atunci și momentul transmis de ambreiajul
hidrodinamic se modifică devenind
decât mom entul motor, ceea ce produce accelerarea sau
decelerarea sistemului, cu tendința de a reveni la starea inițială, adică punctul A . Dacă MAHD
scade, crește turația mai. Când M AHD crește, turația mai scade.
II – Dacă sistemul funcționează în punctul B, atunci la creșterea turației mai, momentul
motor devine mai mare decât cel rezistent și sistemul trece la funcționarea în punctul C. În cazul
funcționării în punctul C la scăderea turației mai momentul devine mai mare decât cel rezistent și
ca atare sistemul va trece la funcționarea în punctul B. Rezultă deci că turația mai influențează
mărimea momentului transmis prin AHD având în vedere și relația (3).
2
P P P)3(
nk M
,
în care:
2
P M P Dk k
,
Între turația pompei și moment există o dependență parabolică.
T PM M
,
2
P MP p n k M
,
2
T MT T n k M
,
2
T MT2
P MP n k n k
,
2MP
MT
PT2
T2
P
MP MT
ikk
nninnk k
.
M
nMT
MP
Fig. . Dependența dintre turație și moment .
Întotdeauna coeficientul de moment al turb inei este mai mare decât coeficientul de
moment al pompei deoarece între pompă și turbină apare acea alunecare relativă numită slip.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 46
22. Modificarea caracteristicii externe a ambreiajului hidrodinamic
Motorul cu ardere internă și ambreiajul hidrodinamic trebuie să posede caracteristici
externe, care să se potrivească și să satisfacă condițiile impuse de funcționare a autovehiculului :
– plecarea de pe loc să se facă lin, fără smucituri,
– puterea transmisă de la motor la cutia de viteze să fie cât mai mare,
– decu plarea să fie completă (când e cazul).
La mersul în gol al motorului , pentru ca momentul transmis să fie minim, este necesar un
coeficient de moment minim , atât pentru pompă cât și pentru turbină, iar la creșterea turației este
necesară creșterea coeficien tului de moment pentru a asigura creșterea momentului motor
transmis.
Modificarea caracteristicii externe se poate realiza prin utilizarea unor elemente
constructive specifice ambreiajelor hidrodinamice.
Există patru regimuri specifice de funcționare ale a mbreiajului hidrodinamic:
1. regimul motor (activ), este regimul în care ambreiajul hidrodinamic transmite
moment de la m otorul cu ardere internă la ma șina de lucru ( adică la transmisie).
Acest regim este caracterizat de o patinare relativă între pompă și tur bină, cu
pierderi care se transformă în căldură.
PT P
nn ns
1s0s
0 nn n
TT P
Q s1P PP PP T P pi
.
2. regimul de frânare cu recuperare de energie. Acest regim apare în momentul în
care se inversează rolurile ce lor două rotoare (adică pompa devine turbină și
invers) .
În practică acest regim se întâlnește la frânarea cu motorul pornit. În acest caz turația
turbinei este mai mare decât turația pompei.
P Tn n
PT P
nn ns
0 nP
s
sP PT pi
.
3. regimul de frânare prin contracurent constă în rotirea inversă a rotoarelor
pompei și turbin ei. În acest caz atât arborele turbinei cât și arborele pompei
primesc energie care se transformă în căldu ră. Lucrul acesta poate fi exprimat
prin relația:
PT P
n)n( ns
.
Acest regim nu apare în cazul motorului cu ardere internă.
4. regimul de frânare hidrodinamic are loc când arborele motor este oprit respectiv
turația pompei este zero iar arborele tur binei este pus în mișcare de mașina de
lucru.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 47
23. Soluții constructive de A.H.D . Clasificări.
Periferic Centrat Cu obturatorCu palete
reglabileCu prag
reglabilSimple Cu pragCu miez
conducatorCu golire Cu rezervor
tamponReglabil FixDeschis InchisAmbreiaj hidrodinamic
Fig. . Schema de clasificare a ambreiajelor hidrodinamice.
AHD fix are paletele pompei și turbinei fixe. AHD reglabil are paletel e pompei și turbinei
modificabile. AHD simple nu au partea centrală. AHD cu prag au un prag la miezul conducător.
AHD deschis poate fi cu rezervor tampon (are rezervor) sau cu golire, (la care o pompă
trimite uleiul în ambreiaj).
În graficul curbelor de in fluență a miezului conducător asupra momentului transmis
avem: curba 2 de funcționare cu mult lichid de lucru, curba 5 de funcționare cu puțin lichid de
lucru. Restul curbelor sunt situații intermediare de funcționare.
2
3
4
1
5
b. a.fara
miezregim activ regim de franare
M
[daN]
i
S0.2 0 0.4 0.6 0.8 1.043
513
5
2
41T P0
1.0 0.8 0.6 0.4 0.2 0 -0.2 -0.4 -0.6 -0.8 -1.036
32
28
24
20
16
12
8
4
0
Fig. . Influența dimensiunii miezului conducător asupra momentului transmis de ambreiajele hidrodinamice.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 48
P
TA
TZP
A
Fig. . Ambreiaj hidrodinamic cu prag: a -în funcționare cu slip mare; b -în funcționare fără slip.
T
AP
Fig. . Ambreiaj hidrodinamic cu rezervor tampon centrat și prag modificat.
PTP T
P T0,016
0,014
0,012
0,010
0,008
0,006
0,004
0,002
1,0 0,8 0,6 0,4 0,2 0
Fig. . Variația coeficientului de moment k M la trei forme de palete.
AHD -ul simetric din partea dreaptă transmite cel mai mare moment.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 49
u2 u1cm cm
u2 u1cm
u2 u1
cm
u2 u1 u2 u1cm60°
0°30° 45°
15°TP
PT
2
4mkg min
ikM
30° 45°
15°
0°60°0,070
0,060
0,050
0,040
0,030
0,020
0,010
1,0 0,8 0,6 0,4 0,2 0
Fig. . Variația k M pentru diferite înclinări ale paletelor.
4,5 2,5 2,5
R3
4134
IIR3
134
IR1.25
III13R1.5I
II
III
s[%]P
[kW]10
5
0 50 100
Fig. . Dependența puterii transmise de AHD de forma și grosimea paletei.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 50
Fig. . Rotirea paletei turbinei .
PTTP
Fig. . AHD închis cu palete a – deplasabile axial, b – basculabile.
A
T P
Fig. . Secțiune printr -un ambreiaj deschis cu rezervor tampon periferic (A).
Calculul și Construcția Automobilelor 1 51
DT P
Fig. . AHD cu țeavă de golire fixă.
Ambreiajul hidrodinamic asigură o amortizare totală a șocurilor. Ar fi bine să fie instalat
și pe automobilele obișnuite (cu cutie manuală). Cel mai bine ar fi să fie cuplate un A.H.D. cu un
ambreiaj mecanic. În acest caz, chiar dacă eliberarea pedalei s -ar face brusc, cuplarea s -ar face
lin pentru că A.H.D. -ul ar prelua tot șocul.
24. Cutiile de viteze. Rol. Cerințe impuse. Clasificări.
Cutia de viteze este o componentă din lanțul cinematic al transmisiei care permite lărgirea
gamei de moment și turație la roțile motrice.
Rolul c.v.:
– permit modificarea forțelor de tracțiune în funcție de rezistența la înaintare,
– întrerupe lanțul cinematic între motor și transmisie pentru staționarea
autovehiculului cu motoru l în funcțiune,
– permi te mersul înapoi al autovehiculului,
– permite deplasarea autovehiculului cu viteze foarte mici, care nu pot fi
asigurate de către motorul cu ardere internă, care are o turație minimă de
funcționare stabilă relativ cam mare.
Dezavantajele m.a.i.:
1 – nu i se poate schimba sensul de rotație,
2 – nu poate funcționa stabil sub o anumită turație (750 -800 rot/min),
3 – nu poate fi pornit sub sarcină.
Aceste dezavantaje fac necesară instalarea cutiei de viteze.
Cerințe impuse c.v.:
1) adaptabilitatea: calitatea cutiei de viteze prin care permite deplasarea
autovehiculului cu diferite viteze în funcție de sarcină, de starea drumului
s.a.m.d.
2) randament ridicat (la o cutie de viteze cu doi arbori randamentul este mai mare
decât randamentul cutiei de viteze cu trei arbori , excepție făcând priza directă ),
Calculul și Construcția Automobilelor 1 52
=0,9=0,9 =0,81
3) silențiozitatea,
4) schimbarea treptelor de viteze să se facă ușor,
5) siguranța în funcționare etc.
Clasificare:
I – după principiul de acționare:
mecanice,
hidraulice,
electrice,
combinate,
II – după modul de variație a raportului de transmitere :
– cutii de viteze în trepte, (cu roți dințate)
– cutii de viteze continue (progresive),
– cutii de viteze combinate,
III – după tipul arborilor:
– cu arbore fix,
– cu arbori planetari,
IV – după modul de acționare :
– directă (cu levier),
– semiautomată (combinație),
– automată (lipsește pedala de ambreiaj) ,
V – după modul de cuplare a unei trepte de viteze ,
– cu posibilitate de cuplare sub sarcină,
– cu cuplare fără sarcină (de pildă la un tractor ce urcă pe o pantă mare se v a
introduce obligatoriu încă de la poalele dealului într -o treaptă de viteză cu
care se va urca până sus) ,
VI – după numărul de arbori:
– cu 2 arbori,
– cu 3 arbori,
VII – după poziția arborilor în raport cu axa longitudinală a autovehiculului:
– c.v. cu arbori longitudinali,
– c.v. cu arbori transversali,
VIII – după poziția c.v. pe autovehicul:
– longitudinale,
– transversale,
O c.v. cu arbori transversali are tot atâtea trepte pentru mersul înainte cât și pentru mersul
înapoi. Nu la fel stau lucrurile la c.v. cu arb ori longitudinali.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 53
Pe
cePe
ce minPe max
nmin npM e
ch
ce
nM e max
nmaxch-P pnec nM
turatia de pornirePuterea motorului
de pornire
Fig. . Caracteristica externă a m.a.i.
nmin – nM → domeniul instabil de funcționare a m.a.i. ;
nM – nmax → domeniul de funcționare stabilă;
nM – nP → domeniul economic;
nP – turație de putere
alaminnoimamax (la MAS), nu și la MAC, unde e limitată puterea
maximă pentru fum,
Pmax – puterea
alaminnoimamax (la MAS).
Coeficientul de elasticitate:
MAC75,065,0MAS65,045,0
nnE
PM
.
Din cele analizate rezultă că variația momentului efectiv la mai este relat iv redusă față de
variația în limite largi a turației (n), în timp ce în exploatare momentul rezistent la înaintare
variază în limite largi. De aici rezultă o primă necesitate a c.v. pentru a permite variația în limite
largi a momentului motor.
Coeficientu l de adaptabilitate:
; MAS35,125,1A; MAC20,105,1A
MMA
maxPemaxe
Coeficientul de adaptabilitate reprezintă posibilitatea învingerii suprasarcinilor temporare
fără trecerea la o treaptă inferioară .
MAS
MACMPe maxMe max
Fig. . Variația momentului maxim și a momentulu i la puterea maximă la MAS și MAC.
La care tip de motor (MAS, MAC) se va schimba mai des treapta de viteză? (LA MAS)
La MAC M e max și M Pe max sunt mai apropiate, de unde rezultă că A 1, iar schimbarea
vitezelor nu se va face atât de des ca la MAS, la care Me max și M Pe max sunt mult mai diferite.
Puterea efectivă a motorului se determină cu relația :
955nMPe
e
.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 54
Puterea la cârlig se determină cu relația:
100cosvFPc
,
în care: v este viteza autovehiculului,
F – forța de tracțiune la cârlig (F ec),
Pc – puterea consumată de forța de tracțiune,
γ – unghiul dintre axa longitudinală a autovehiculului și F tc.
c tr e P P
,
în care: tr este randamentul transmisiei,
100cosvF
955nM
tre
.
Pentru s arcina optimă a motorului și considerând =cst. Se obține forța la cârlig ori
viteza:
.ctvFc
De aici rezultă că variația forței la cârlig (F c) și a momentului pe roată în funcție de viteză
este o hiperbolă .
Pentru fiecare valoare a puterii la cârlig și a tr rezultă o hiperbolă de tracțiune, curbă ce
reprezintă variația ideală a momentului pe roată.
Cutia de viteze prin diferitele sale rapoarte de transmitere între motor și roată apropie
variația momentului pe roată de o variație hiperbolic ă.
M*n=ct.M
nMe
Necesitatea c.v.
Fig. . Variația momentului
gazecu Turbinelecontinuu curent de Motorulabur cu Motorul
au caracteristica foarte asemănătoare cu o hiperbolă, dar fie
sunt prea mari, fie au randament scăzut, fie nu oferă autonomie (motorul de c.)
Necesitatea cutiei de viteze rezultă și din limitele inferioare și superioare ale vitezei de
deplasare ale unui autovehicul, limite care nu pot fi acoperite de limitele de funcționare ale mai
sub sarcină.
4…36…5
nn
minmax
20…16vv
minmax Un m.a.i. nu satisface raportu l de viteze, așa că e
necesară cutia de viteze.
Soluții constructive de deplasare (realizare) a treptelor de viteze.
1. cu roți dințate cu deplasare axială (cu roți dințate baladoare);
Calculul și Construcția Automobilelor 1 55
2. cu roți dințate cu angrenare permanentă și mufe de cuplare; utilizate la c utiile de
viteze la care schimbarea treptelor de viteze se poate face sub sarcină , și se
subâmpart în următoarele categorii:
i. cu mufe de cuplare simple,
ii. cu ambreiaje multidisc,
iii. cu sincronizatoare.
24.1. Cuplarea cu roți dințate cu deplasare axială
Această s oluție e avantajoasă din punct de vedere al prețului de cost și al simplității
construcției, asigurând implicit o lungime mică a cutiei de viteze.
Dezavantaj: imposibilitatea sincronizării, trebuie nimeriți dinții cu golurile (la tractoare,
la autocamioane la treptele care sunt utilizate mai puțin).
d
d11
k
k2
2
Fig. . Soluția de cuplare cu roată baladoare.
d – arborele primar,
k –arborele secundar,
1 – roată fixă pe arborele primar,
2 – roată baladoare pe arborele secundar.
Pentru a roti arborele secundar (k) deplasez axial roata 2 până când ea angrenează cu
roata 1. De pildă, automobilul se deplasează pe direcția înainte și conducătorul încearcă să
schimbe în R, dar nu va reuși deoarece nu intră dinții unei roți în golurile celeilalte.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 56
Fig. . Schema unei roții libere montate pe un arbore (modul de reprezentare).
24.2. Roți cu angrenare permanentă și mufe de cuplare simple
d1
2
km
d2
d1
Fig. . Schema soluției cu roți cu angrenare permanentă și mufe de cuplare simple.
Cu dinți
frontaliradiali .
Roata 1 și roata 2 sunt angrenate permanent dar nu se transmite moment de la arborele
primar d la arborele secundar k, decât atunci când manșonul mufei este cuplat. Nu se face nici
aiai sincron izare, dar are avantajul că elimină solicitarea la oboseală (periodic) a fiecărui dinte al
roților. Soluția de față oferă o cuplare a tuturor dinților deodată, iar momentul va fi transmis prin
toți dinții și nu doar printr -o pereche de dinți.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 57
d1
2
k
m
d2d1d3d43
4
d2d12
AA
Fig. . Schema cuplării cu mufe de cuplare.
1, 3 – roți dințate fixe pe arborele d;
2, 4 – roți dințate fixe pe arborele k;
Se transmite moment doar când manșonul se deplasează spre stânga sau spre dreapta până
în momentul în care cupleaz ă. Pentru ușurarea cuplării, la dantura d 1 tot al doilea dinte este redus
la jumătate, iar la dantura d 2 tot al doilea dinte lipsește.
Aceste soluții lungesc cutia de viteze , crește prețul de cost deoarece execuția se complică.
24.3. Schimbarea treptelor din treapta inferioară în treapta superioară
n ni nsMevIVs
=v IV vIIIs i
=v III vIIi s
=v II vIi s
vIi
Fig. . Diagrama vitezelor în trepte.
La aceleași turații ale motorului pot obține viteze diferite datorită cutiei de viteze .
Calculul și Construcția Automobilelor 1 58
642810d9
i1d357 k
k
În cutia de viteze exi stă: 3, 5, 7, 9 – roți baladoare,
I – d-1-2-10-9-k,
II – d-1-2-4-3-k,
Raportul de demultiplicare este diferit de raportul de transmitere în trepte.
kd
ci
,
109
12 I
czz
zzi
;
87
12 II
czz
zzi ;
65
12 III
czz
zzi ;
43
12 IV
czz
zzi .
r
odkriv
– viteza de deplasare.
iod – raportul de demultiplicare al transmisiei principale (grup conic) ,
iod = ct.
rr = ct.
k = variabil = f(ic), unde i c este (
IV
cIII
cII
cI
c i,i,i,i ).
iIII IV
31
2
4d k
m
Fig. . Schema angrenajelor pentru treapta III și IV.
Aici se poate realiza priza directă.
Pentru treapta III manșonul este deplasat în dreapta, și vom avea: d-1-2-i-4-3-m-k.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 59
Pentru treapta IV manșonul este deplasat în stânga, și vom avea: d -1-m-k.
La sfârșitul accelerării în treapta III se obține
sup
IIIv , căreia îi corespunde turația :
rods
III s
kriv
III
.
Se consideră că:
i
IVs
IIIv v
,
și deci :
ki
ks
kIV III
.
De asemenea la sfârșitul accelerării în treapta III turația mo torului este:
rc ods
III s
driiv
III
III
.
cs
ks
d i
III III
.
km
fd' bce
dads
tg td tc tea
idIVIIIsd
tb ta t
Fig. . Modul cum se realizează schimbarea treptelor de viteze .
Timpul optim de cuplare a treptei a patra este acela în care elementele care se cuplează au
aceiași viteză unghiulară (
k d ). Cupla rea trebuie făcută în punctul b.
tc reprezintă timpul (momentul) de recuplare a ambreiajului , dublă ambreiere .
În situația în care se utilizează un dispozitiv de sincronizare prin acesta se transmite un
moment corespunzător , în care timpul de sincronizare t s este:
c f s ttt .
24.4. Schimbarea treptelor din treapta superioară în treapta inferioară
m
sdIII
tfkf d
b
ce
td tc tea idIV
tb ta t
Fig. . Modul cum se realizează schimbarea treptelor de viteze.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 60
Din starea inițială
k d trebuie realizată situația în care (
kIII
c di ). Ridicarea
turației discului se poate realiza prin cuplarea acestuia cu un element a cărui turație este mai
mare.
ta – momentul decuplării ambreiajului,
a – c = variația turației discului de ambreiaj,
a – d = turația motorului crește (m.a.i. se accelerează ) în timp ce ambreiajul este decuplat.
La cuplarea ambreiajului în punctul c după scoaterea din viteză, turația discului va crește
până la o valoare ega lă cu turația motorului, valoare ce corespunde punctului t d. Dacă această
valoare depășește puțin valoarea turației stabilite de turația
s
kIII
cs
dIII IIIi , cuplarea se poate
realiza la timpul t b, după o nouă decuplare a ambreiajului , de unde rezultă necesitatea
sincronizării , caz în care ridicarea turației poate să înceapă mult mai repede (din pct. b) astfel
încât în f să se poată realiza cuplarea controlată indiferent de diferența de turație față de
turația motorului.
24.5. Alegerea raportului de demultiplicare
IV III V, [km/h][daN]
I
II
Fig. . Hiperbola de tracțiune și treptele de viteze.
Randamentul funcționării autovehiculului este dat de măsura în care treptele cutiei de
viteze permit aproximarea hiperbolei de tracțiune. Cu cât nr. trepte lor de viteze este mai mare cu
atât domeniul care trebuie acoperit de aceiași treaptă de viteză este mai mic, întrucât zonele
hașurate reprezintă domeniul de funcționare instabilă.
Numărul treptelor de viteze se alege în funcție de domeniul de utilizare al
autovehiculului, de soluția constructivă aleasă și de criteriul economic (4÷6 la autoturisme, dublu
la autocamioane 8÷12, tractoare).
Cât trebuie ales raportul de demultiplicare? Alegerea raportului de demultiplicare, adică a
limitelor de deplasare se f ace ținând cont de forța de tracțiune maximă, greutatea
autovehiculului, de coeficientul de aderență υ.
100cosvFPc
c
,
în care: v este viteza de deplasare,
γ – unghiul dintre axa autovehiculului și axa remorcii,
Fc – forța la cârlig, ce poate fi determinată cu relația:
cosv100PFc
c
,
m Fc
,
în care: ρ – coeficient de utilizare al masei autovehiculului.
Pentru γ=0:
Calculul și Construcția Automobilelor 1 61
mP 100vc
.
Viteza maximă de deplasare a autovehiculului se stabilește din bilanțul energetic, din
considerentul urcării rampei 25÷30%, din considerente de aderență.
24.6. Cutia de viteze. Mecanismul reductor
Orice cutie de viteze are în componența ei:
– mecanismul reductor, care reprezintă partea principală a cutiei de viteze , ce
servește la modific area raportului de transmitere adică a momentului motor
în funcție de rezistența la înaintare,
– sistemul de acționare care servește la selectarea treptelor de viteze, cuplarea
și decuplarea acestora,
– dispozitivul de fixare, care nu permite intrarea sau ieși rea din viteză decât la
intervenția conducătorului auto, și
– dispozitivul de zăvorâre, care nu permite cuplarea a două sau mai multe
trepte deodată.
24.7. Mecanismul reductor
Poate fi cu doi sau trei arbori.
24.8. Cutii de viteze cu trei arbori
Se utilizea ză atât la autoturisme cât și la autobuze și autocamioane, în general, acolo unde
motorul este într -o parte a autovehiculului și puntea motoare în cealaltă parte.
24.9. Cutia de viteze cu trei arbori și trei trepte
Este specifică autoturismelor cu cilindre e mare, situație în care , fiindcă există o mare
rezervă de putere , nu este necesară o schimbare frecventă a treptelor de viteze.
135
86427k
d
iMi
I
II
III
Fig. . Cutie de viteze cu roți dințate cu deplasare axială, c.v. cu 3 arb ori și 3 trepte.
d – arbore primar,
k – arbore secundar,
i – arbore intermediar.
Angrenajul format de roțile 1 și 2 este un angrenaj permanent. Roțile 8, 7, 5 asigură
mersul înapoi.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 62
Treapta I: 1-2-6-5.
Treapta II: 1-2-4-3.
Treapta III: 1-3.
24.10. Cutia de viteze cu trei ar bori și patru trepte
10
IV5k
Mi
III7
8 69
III31
d
4 2i
Fig. . C.v. cu roți dințate baladoare, cu 4 trepte și 3 arbori.
87
12 d
Izz
zzi
,
65
12 d
IIzz
zzi ,
43
12 d
IIIzz
zzi .
24.11. Cutia de viteze cu trei arbori și cinci trepte
1314 12
11V IV III II I
c2 c1
V10
IV5k
Mi
III7
8
69
III31
d
42i
Fig. . C.v. cu 3 arbori și 5 trepte, cu roți dințate angrenate permanent și cu mufe de cuplare.
Acolo unde este o cutie de viteze cu 5 trepte de viteză, penultima treaptă este priză directă
și ultima este suprapriză. În acest caz la nțul cinematic poate fi scris în felul următor:
Tr. I 1-2-12-9,
Tr. II 1-2-6-5-C2-k,
Tr. III 1-2-10-7- C2-k,
Tr. IV 1- C1-k,
Tr. V 1-2-4-3-C1-k,
Calculul și Construcția Automobilelor 1 63
Tr. M i 1-2-8-11-13-14-9-k.
Dacă priza directă se realizează în treapta a V -a, vom avea:
Tr. IV 1-2-4-3-C1-k,
Tr. V 1- C1-k.
24.12. Cutii de viteze cu doi arbori
Cutiile de viteze cu doi arbori se utilizează în special la autoturisme și la autoutilitare care
au rezervă mică de pute re și sunt organizate în soluția totul în față sau totul în spate, având
avantajul că aceste cutii se bazează pe angrenarea unei singure perechi de roți dințate pentru
realizarea unei trepte.
*
cv
arb3cv
arb2
tocmai pentru că au doar o pereche de roți în angrenare pentru o treaptă.
* cu excepția prizei directe.
Cutia de viteze cu 2 a rbori se montează într -un carter comun cu transmisia centrală și
diferențialul.
kd
86
429
75
31
c1 c2
Fig. . Cutie de viteze cu roți cu angrenare permanentă și cu mufe de cuplare, cu doi arbori.
Tr. I d-1-2-C1-k,
Tr. II d-3-4-C1-k,
Tr. III d-5-6- C2-k,
Tr. IV d-9-8-C2-k.
24.13. Cutii de viteze cu arbori transversali
Aceste cutii de viteze au particularitatea că oferă același număr de trepte și la mersul
înainte și la mersul înapoi.
k.-8-11-5-7-d IV Tr.k,-10-13-5-7-d III Tr.k,-4-3-5-7-d II Tr.k,-2-1-5-7-d I Tr.
eintinamers
c – spre stânga.
6 – pinionul transmisiei centrale.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 64
2k
4i1 3 57
86
10c9d
1311
Fig. . Cutie de viteze cu arbori transversali.
24.14. Cutii de viteze compuse
Sunt formate din două cutii de viteze legate în serie:
– o cutie (a), numită reductor cu 2 trepte,
– o cutie (b), putând fi plasată în faț a sau în spatele cutiei a.
a
ka
ka
ka
k
IVIIIIII
11,-12-2-1 IV Tr.9,-10-2-1 III Tr.7,-8-2-1 II Tr.5,-6-2-1 I Tr.
mic
Calculul și Construcția Automobilelor 1 65
b
kb
kb
kb
k
IVIIIIII
11,-12-4-3 IV Tr.9,-10-4-3 III Tr.7,-8-4-3 II Tr.5,-6-4-3 I Tr.
mare
Ika
Ikb
IIka
IIkb
IIIka
IIIkb
IVkaai ib
b
IVkd
kidB A
ba
ik
d
1211
105
86
241379
Fig. . Cutie de viteze compusă.
24.15. Soluții contructive pentru treapta de mers înapoi
Treapta de mers înapoi se alege în funcție de soluțiile cons tructive ale cutiei de viteze și
din condiția de asigurare a unei forțe de tracțiune suficient de mare în condițiile unei viteze de
deplasare scăzute .
A-A
875A
Ai5
867k
Mi
Fig. . Soluția cu pinion suplimentar montat liber pe axul de mers înapoi și aflat în angrenare permanentă cu ultimul
pinion de pe arborele intermediar.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 66
Prin deplasarea spre stânga a roții baladoare 5 și prin cuplarea ei cu roata 6 se obține
treapta I de mers înainte. Prin deplasarea roții baladoare 5 spre dreapta și punerea ei în angrenare
cu pinionul 7 se obține mersul înapoi.
Avantajul este că:
– simplitate,
– nu necesită o furcă suplimentară pentru mersul înapoi.
85
P
75
87
P Mizzizz
zzi i
.
A-A
9tr. I
9875A
Ai5
86
7k
Mi
Fig. . Soluția cu bloc de două roți dințate montate pe axul de mers înapoi.
87
95
P Mizz
zzi i
.
3
4
6A-A
6
453A
Ai
5k
Mi
Fig. . Soluția cu furcă specială.
Soluția cu furcă specială este utilizată la cutiile de viteze cu număr par de trepte.
Prin deplasarea roții 3 spre stânga și punerea acesteia în an grenare cu roata 4 se realizează
treapta I de viteză. Pentru realizarea mersului înapoi grupul 5 -6 se deplasează spre stânga și se
realizează mersul înapoi prin punerea în angrenare a roții 6 cu roata 4 și a roții 5 cu roata 3.
Lanțul cinematic de transmit ere a mișcării este 4 -6-5-3. Această soluție este specială pentru că
necesită o furcă suplimentară pentru deplasarea grupului 5 -6.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 67
24.16. Cutii de viteze planetare
Cutiile de viteze planetare se caracterizează prin aceea că unele dintre roțile dințate
execută în același timp o mișcare de rotație în raport cu propria lor axă și o mișcare de revoluție
în raport cu axa centrală a mecanismului. Roțile dințate sunt cilindrice și au dinții drepți sau
înclinați. Schimbarea treptelor se face cu ajutorul unei frâne , al unui ambreiaj sau combinat (cu
frână și ambreiaj), roțile dințate fiind permanent angrenate.
În raport cu cutiile de viteze normale, cele planetare prezintă avantajele următoare :
– trecerea de la o treaptă la alta se face mai ușor;
– viteza medie a automo bilului crește, schimbarea treptelor făcându -se fără
pauze;
– funcționarea silențioasă;
– se pretează la automatizare;
– permit obținerea unor rapoarte de transmitere mari, la dimensiuni de gabarit
mici.
În același timp, însă cutiile de viteze planetare au o con strucție complicată care cere
precizie mare de execuție, echilibraj perfect, montaj de precizie.
O cutie de viteze planetară este formată din mai multe mecanisme planetare simple. Un
mecanism planetar simplu se compune din pinionul central sau planetar 4 m ontat pe arborele
conducător 1. El angrenează cu un număr variabil (2…4) de pinioane 5, identice, numite sateliți,
repartizați în mod egal pe circumferința sa. Pinioanele sateliți se rotesc liber pe axele lor, care
sunt fixate pe discul 7, numit platou p ortsateliți, solidarizat la rotație cu arborele condus 2,
coaxial cu arborele conducător 1. Sateliții se pot roti pe circumferința interioară a co roanei 6,
solidarizată la rotație cu arborele 3, coaxial cu arborele 1.
31
46
51
275
4
Fig. . Schema constructivă a unui mecanism planetar simplu.
Pentru ca un mecanism planetar simplu să poată constitui o transmisie, trebuie ca unul din
cei trei arbori să devină arbore conducător, altul arbore condus, iar al treilea să poată fi
imobilizat (cu aju torul unei frâne sau al unui ambreiaj).
Mecanismele planetare pot fi cu angrenare interioară și cu angrenare exterioară.
În mișcarea lor complexă, un punct de pe circumferința pinioanelor sateliți descrie o
curbă epicicloidă (la angrenarea exterioară) sau hipocicloidă (la angrenarea interioară).
În figura de mai jos mecanismul planetar este compus din: arborele conducător 1,
arborele condus 2, pinionul planetar P, platoul portsateliți P s, coroana C, ambreiajul A și frâna F.
Acest mecanism se poate găsi în u na din următoarele situații:
– poziția neutră : frâna este liberă, iar ambreiajul decuplat. Arborele
conducător transmite mișcare de rotație prin pinionul planetar la sateliți.
Aceștia se rotesc în jurul axelor lor punând în mișcare coroana. Platoul port –
Calculul și Construcția Automobilelor 1 68
sateliți este imobilizat datorită rezistențelor la înaintare ale automobilului
(arborele condus este în legătură cu roțile motoare);
– treapta de demultiplicare : frâna blocată, ambreiajul decuplat. Mișcarea de la
arborele conducător, prin pinionul planetar, obli gă sateliții să se rotească în
jurul axelor lor și să se ruleze pe coroană, antrenând platoul portsateliți și o
dată cu el și arborele condus, care va avea o turație mai mică decât arborele
conducător (n 2<n1);
– priza directă : frână liberă, ambreiajul cuplat . Mișcarea de rotație se
transmite de la arborele conducător la sateliți, atât prin pinionul planetar, cât
și prin coroană. Aceasta determină ca sateliții să aibă numai o mișcare de
revoluție împreună cu întreg sistemul, care se rotește ca un tot unitar
împreună cu platoul portsateliți. Deci, turația arborelui condus va fi egală cu
cea a arborelui conducător (n2=n1).
A
CF
S12
PPsS
n1 n2
Fig. . Schema cinematică a unui mecanism planetar cu angrenare interioară.
1 2P1
P
FPss1
s2
n1 n2
Fig. . Schema cinematică a unui mecanism planetar cu angrenare exterioară.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 69
Un mecanism planetar cu angrenare exterioară nu mai are coroană (eliminându -se
dificultățile la centrarea coroanei pe arbore), din care cauză momentul de inerție este mai mic.
Mecani smul este prevăzut cu: pinioanele planetare P 1 și P 2, solidarizate la rotație cu arborele
conducător 1, respectiv 2; sateliții dublii S 1 și S 2; platoul portsateliți P s, care poate fi imobilizat
cu frâna F, iar prin ambreiajul A, poate fi solidarizat cu arb orele conducător 1.
Cu acest mecanism planetar se poate realiza una din următoarele poziții:
– poziția neutră : ambreiajul decuplat, frână liberă. Mișcarea de la arborele
conducător se transmite, prin pinionul planetar P 1, la sateliții dublii, care se
vor ro ti în jurul pinionului planetar P 2, imobilizat de rezistențele la
înaintarea automobilului. Astfel este antrenat platoul portsateliți P s;
– treapta de demultiplicare : ambreiajul liber, frâna blocată. Mișcarea de la
arborele conducător se transmite , prin pini onul planetar P 1, la sateliții dublii,
care se vor roti în jurul axelor lor proprii (platoul portsateliți fiind frânat) ,
punând în mișcare pinionul planetar P 2, dar cu o turație mai mică (n 2<n1);
– priza directă : ambreiajul cuplat, frâna liberă. Mișcarea de la arborele
conducător se transmite la sateliți dubli, atât prin pinionul planetar P 1, cât și
prin platoul portsateliți, sistemul rotindu -se ca un tot unitar, iar pinionul
planetar P 2 va antrena arborele condus cu o turație egală cu cea a arborelui
conduca tor (n 2=n1).
Mecanismul planetar cu angrenare exterioară este folosit ca reductor la unele cutii de
viteze normale.
La cutiile de viteze planetare se, de obicei, combinații de mai multe mecanisme planetare
simple.
Raportul de transmitere al mecanismelor pl anetare se exprimă prin raportul turațiilor
arborilor conducător și condus:
21
nni
.
24.17. Reductorul distribuitor . Generalități
Reductorul distribuitor este un dispozitiv necesar autovehiculelor pentru a asigura o
capacitate de trecere câ t mai mare. Prin intermediul reductorului -distribuito r se asigură
transmiterea momentului motor la toate roțile autovehiculelor.
Se utilizează două tipuri de distribuitoare :
– distribuitoare care distribuie momentul motor la punțile motoare fără însă a -l
modifica (simplu distribuitoare),
– distribuitoare care distribuie momentul motor la punțile motoare și -l
modifică în același timp (reductor -distribuitor ).
Distribuitoarele pot fi:
1. cu dispozitiv pentru decuplarea punții față,
2. cu diferențial interaxial,
3. cu cupla je unisens.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 70
I
II
III1
2
p.f.p.s. c.v.
3c
Fig. . Distribuitor cu dispozitiv pentru decuplarea punții față.
c.v.-1-p.s.
c.v.-1-2-3-C-p.s.
4 Fa
c2p.f.
IIII
II1
2p.s. c.v.
3c1
Fig. . Distribuitor cu cuplaje unisens.
Roata 3 de pe arborele III este liberă. Arcul 4 este montat între roata 3 și partea stângă. C1
și C 2 sunt fixe.
Când roțile spate patinează turația roților 1, 2, 3 crește, iar datorită forței F a roata 3 se
deplasează spre stânga și cuplează cu C 1 (fix) și transmite moment și la puntea față. Pentru
mersul înapoi roata 3 se deplasează spre dreapta și cuplează cu C 2 (fix). La ieșirea din situația
dificilă arcul împinge (trage) roata 3 și o decuplează de C 2, C1.
24.18. Reductorul -distribuitor.
Este o cutie de viteze în două trepte la care treapta întâi a sigură un raport 1…1,25, iar
treapta II asigură un raport de transmitere între 1,2…1,8.
Aceste reductoare pot fi:
1. cu dispozitiv pentru cuplarea punții față,
2. cu diferențial interaxial,
3. cu cuplaje unisens.
1. cu dispozi tiv pentru cuplarea punții față.
Calculul și Construcția Automobilelor 1 71
IV
21
4c1
I
IIp.s. c.v.
p.f.
73
c2
5III
Fig. . Reductorul distribuitor cu dispozitiv de decuplarea punții față.
Reductorul -distribuitor are două trepte: una cu raportul de transmitere 1 și a doua cu
raportul de transmitere 2,175. Treapta cu raportul de transmitere 1 se obține prin solidarizarea la
rotație a arborelui secundar al cutiei de viteze cu arborele punții din spate, prin intermediul
manșonului de cuplare c1, care se deplasează spre stânga. Cuplarea punții din față se realizează
prin deplasarea spre stânga a manșonului de cuplare c 2 pentru solidarizarea roții 5 cu arborele
punții din față III. În felul acesta mișcarea de la roata 1 a arborelui secundar al cutiei de viteze se
transmite, prin intermediul roții 2 de pe arborele intermediar II , la roata 5, solidar izată cu
arborele III al punții din față.
Treapta cu raportul de transmitere de 2,175 se obține prin solidarizarea roții 3 cu arborele
p.s., cu ajutorul manșonului c 1 (pentru puntea din spate), și a roții 7 cu arborele III, prin
intermediul manșonului c2 (pentru puntea din față). În felul acesta, roțile 3 și 7 primesc mișcarea
de la roata 4 de pe arborele intermediar II (a cărui roată 2 se găsește în angrenare cu roata 1 a
arborelui I).
Prin utilizarea reductorului -distribuitor se poate obține:
– cuplarea num ai a punții din spate, fără mărirea momentului motor;
– cuplarea ambelor punți, fără mărirea momentului motor;
– cuplarea ambelor punți , cu mărirea momentului motor (regim de reductor –
distribuitor).
Reductorul -distribuitor este prevăzut cu un dispozitiv de fix are și zăvorâre care nu
permite cuplarea treptei cu raportul de transmitere 2,175 când puntea din față este decuplată.
2. cu diferențial interaxial .
a b2
1
74
56
12 8
64c1
9
10p.s. c.v.
p.f.35
7
Fig. . Schema cinematică a unui reductor – distribuitor cu diferențial interaxi al asimetric.
a – cu roți cilindrice;
b – cu roți conice;
Calculul și Construcția Automobilelor 1 72
1 și 5 – roți dințate;
2 – sateliți;
3 – caseta diferențialului;
4 – roata dințată solidară cu caseta diferențialului;
6 și 7 – arbori secundari;
8 – mufă pentru blocare diferențial;
9 – arbore pri mar;
10 – arbore intermediar.
La reductoarele -distribuitoare cu diferențial interaxial, vitezele unghiulare ale arborilor de
ieșire pot să variez, iar distribuția momentelor între punțile motoare se determină folosindu -se
proprietățile mecanismului diferen țial.
La reductoarele -distribuitoare ale automobilelor cu trei punți motoare diferențialul poate
fi dispus fie între arborii care transmit momentul la puntea posterioară și puntea din mijloc, fie
între arborii care transmit momentul la puntea anterioară și la ambele punți din spate.
Trebuie spus că diferențialul interaxial scumpește construcția și micșorează capacitatea
de trecere a automobilului. Acest diferențial poate fi cu roți conice sau cilindrice.
Diferențialul asimetric se utilizează la automobilele la care greutatea aderentă
corespunzătoare punții anterioare Z1 diferă mult de greutatea aderentă corespunzătoare punții
posterioare Z 2. diferențialul asimetric repartizează momentele de răsucire M 1 la puntea din față și
M2 la puntea posterioară în raport ul M 1/M2=Z1/Z2. În felul acesta diferențialul interaxial
asimetric, la același coeficient de aderență υ pentru roțile punții din față și roțile punții din spate,
permite să se realizeze forța de tracțiune maximă după motor sau după greutatea aderentă, ca ș i
în lipsa diferențialului, eliminând în același timp posibilitatea apariției circulației de puteri în
transmisia automobilului.
La deplasarea automobilului pe un teren cu un coeficient de aderență care variază brusc,
diferențialul interaxial reduce mult c apacitatea de trecere a automobilului. Pentru înlăturarea
acestui neajuns, diferențialul interaxial este prevăzut cu un dispozitiv de blocare.
În cazul diferențialelor prezentate în figura de mai sus mișcarea se transmite prin
intermediul roților dințate d e pe arborele primar 9 și arborele secundar 10 la roata 4 fixată de
caseta diferențialului 3. Sateliții 2 (cu axele lor montet în casetă) sunt în angrenare permanentă
cu roțile 1 și 5, care sunt fixate pe arborii 7 și respectiv 6. Atât timp cât forțele sun t egale
diferențialul este blocat.
În cazul în care raportul forțelor roților punților din față și din spate diferă de raportul
razelor roților 1 și 5, diferențialul intră în funcțiune. Cu ajutorul mufei 8 diferențialul se
blochează în cazul în care roțile uneia dintre punți patinează.
Atâta timp cât forțele pe sateliți sunt egale diferențialul este blocabil. Când raportul
forțelor punți față și spate diferă de raportul razelor 1 și 5 diferențialul intră în acțiune.
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: Cluj-Napoca, 2014 [631598] (ID: 631598)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.