Ambreiaj Dublu Pentru Transmisie Mecanica Automatizata
AMBREIAJ DUBLU PENTRU TRANSMISIE MECANICA AUTOMATIZATA
Cuprins
Capitolul 1. Realizarea proiectului de organizare a autovehiculului si incadrarea acestuia intr-un segment de piata. Detalierea modului de amplasare a Subansamblului de proiectat
1.1 Alegerea a 10 modele similare si analiza particularităților constructive, dimensionale, masice și energetice ale acestora
1.2 Alegerea dimensiunilor pentru automobile
1.3 Manechinul bidimenional și postul de conducere
Observații și concluzii
1.4. Realizarea schiței de organizare generală a automobilului de proiectat.
1.5.Determinarea poziției centrului de masă al automobilului atât la sarcină utilă nulă, cât și la sarcină utilă constructivă maximă. Determinarea încărcărilor la punți și a parametrilor ce definesc capacitatea de trecere și stabilitatea longitudinală.
1.6. Alegerea anvelopelor și a jantelor
1.7. Determinarea coeficientului de rezistență la rulare a pneurilor, a coeficientului de rezistență a aerului, a ariei secțiunii transversale maxime și a randamentului transmisiei
1.8. Determinarea rezistențelor la înaintare si a puterilor corespunzătoare în funcție de viteza autovehiculului
1.9. Predeterminarea caracteristicilor de turație la sarcină totală a motorului. alegerea motorului și precizarea principalilor parametri ai motorului ales
1.10. Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze
Capitolul 2. Studiul tehnic si economic al solutiilor posibile pentru subansamblul de proiectat. Alegerea justificata si definitivarea solutiei tehnice pentru subansamblul din tema de proiectat
Capitolul 3. Proiectarea generala a ambreiajului
3.1 Momentul de calcul al ambreiajului
3.2 Calculul și dimensionarea garniturilor de frecare
Capitolul 4. Studierea aspectului de diagnosticare si intretinere a ambreiajelor
4.1 Ambreiajul patinează sau nu cuplează
4.2 Ambreiajul nu declupează
4.3Ambreiajul cuplează cu smucituri sau face zgomote puternice
4.4 Zgomotele ambreiajului
4.5 Probleme legate de debreiere
4.6 INTRETINEREA AMBREIAJULUI
Capitolul 5. Proiectarea piesei din component subansamblului
Proiectarea placii de presiune
5.1 Analiza rolului funcțional, a condițiilo
5.2 ALEGEREA VARIANTEI OPTIME ȘI PROCEDEULUI DE OBȚINEREA A SEMIFABRICATULUI
5.3 ELABORAREA PROCESULUI TEHNOLOGIC DE PRELUCRARE MECANICӐ ȘI CONTROL A PIESEI
5.4 Calculul analitic al adaosurilor de prelucrare și al dimensiunilor intermediare (interoperaționale)
Bibliografie capitolul 5:
Capitolul 1. Realizarea proiectului de organizare a autovehiculului si incadrarea acestuia intr-un segment de piata. Detalierea modului de amplasare a Subansamblului de proiectat
1.1 Alegerea a 10 modele similare si analiza particularităților constructive, dimensionale, masice și energetice ale acestora
Modele similare de autovehicule vor fi alese în funcție de tipul ambreiajului -ambreiaj dublu si viteza; viteza maxima de 200km/h cu o eroare de +/- 10km/h. În funcție de cerințele date, s-au găsit următoarele autoturisme:
Subaru Legacy
Audi A4
Volkswagen Passat 2.0 TDI 4Motion
Skoda Superb
Opel Insignia
Volvo S40
BMW 320
Alfa Romeo
Mercedes Benz
Skoda Octavia
Tabelul 1.1Prezentarea modelelor similare
1.1.1.Analiza principalilor parametri dimensionali exteriori
Dimensiunile principale exterioare ale unui autovehicul pot fi grupate în 3 categorii:
Dimensiuni de gabarit
– Lungimea totală (La) reprezintă distanța dintre două plane verticale, perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al autovehiculului si tangente la punctele extreme din față și din spate;
– Lățimea totală (la) reprezintă distanța între doua plane verticale și paralele cu planul longitudinal asimetric, tangente la autovehicul, de o parte și de alta a sa.Ȋn această dimensiune nu sunt incluse și oglinzile retrovizoare;
– Ȋnălțimea totala (Ha) reprezintă distanța dintre planul de sprijin și planul orizontal tangent la partea superioară a autovehiculului fără încărcătură și cu pneurile umflate la presiunea indicată de producător.
b) Dimensiunile care reflectă organizarea autovehiculului
– Ampatamentul (L) reprezintă distanța dintre axele geometrice verticale ale punților autovehiculului;
– Ecartamentul (E) reprezintă distanța dintre planele mediane ale roților aceleiași punți;
– Consola față/spate (C1/C2) reprezintă distanta dintre două plane vericale transversale care trec prin punctul extrem din față al autovehiculului și axa punții față, respectiv, prin punctul extrem din spate și axa punții spate.
Rezultă astfel relația dimensională:
La=C1+L+C2(1)
Tabelul 1.3 – Parametrii dimensionali exteriori ai modelelor similar alese
Legenda: La [mm] = lungimea totală a autovehiculului;
la [mm] = lățimea totală a autovehiculului;
Ha [mm] = înălțimea totală a autovehiculului;
L [mm] = ampartamentul;
E1 , E2 [mm] = ecartamentul față/spate;
C1 /C2 [mm] = consola față/spate;
hs [mm] = garda la sol, reprezintă distanța , masurată pe verticală , dintre partea cea mai de jos a șasiului autovehiculului complet încărcat și calea de rulare.
Determinarea lungimii totale (La ) a automobilului de proiectat
Fig. 2.1.1 – Distributia valorilor lungimii totale ale autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
Se observă că in intervalul 4750-4840 sunt cele mai multe autovehicule, numărul fiind de 4, cea mai mare dimensiune apartinand autovehiculului Skoda Superb, cu valoarea de 4840 mm
Determinarea lățimii (la ) automobilului de proiectat
Fig. 2.1.2 – Distributia valorilor latimii autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
Observații: Cea mai mică dimensiune apartine autovehiculului Nisan Primera, respectiv 1760 mm, Opel Insignia avand valoarea cea mai mare de 1858 mm. pentru autovehicul ce se va proiecta se va alege o valoare din intervalul 1811-1835 mm, acesta fiind intervalul ce cele mai multe valori, respectiv un număr de 5.
Determinarea înălțimii (Ha ) automobilului de proiectat
Fig. 2.1.3 – Distributia valorilor inaltimei autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
Observații: Cele mai multe autovehicule au o inăltime ce se incadrează in intervalul 1444-1464mm. Acestea sunt in numar de 6; valoarea minimă este de 1422 mm si aparține autovehiculului Alfa Romeo, iar cea mai mare valoare autovehiculului Subaru Lagacy este de 1504 mm.
Determinarea ecartamentului roților din față (E1) a automobilului de proiectat
Fig. 2.1.4 – Distributia valorilor ecartamentului fata ale autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
Observații: Cele mai multe modele au ecartamentul față cuprins intre 1544 si 1558 mm, acestea fiind in număr de 6. Cel mai mare ecartament se gaseste la Opel Insignia, având valoarea de 1585 mm, iar valoarea de 1528 mm aparține autovehiculului Nissan Primera, aceasta fiind cea mai mica valoare.
Determinarea ecartamentului roților din spate (E2) a automobilului de proiectat
Fig. 2.1.5 -Distributia valorilor ecartamentului spate ale autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
Observatii: Intervalul 1537-1554 este intervalul in care se regăseste mărimea ecartamentului spate a celor mai multe modele, respective un număr de 5. Din acest interval se va allege mărimea ecartamentului spate pentru autovehiculul ce va fi proiectat. Valoarea maximă a ecartamentului spate este de 1587 mm si se regăseste la Opel Insignia, iar cea mai mică valoare aparține autoturismului Skoda Superb cu o valoare de 1518 mm.
Determinarea ampatamentului (L) al automobilului de proiectat
Fig. 2.1.6 – Distributia valorilor ampatamentului ale autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
Observații: Cele mai multe valori se gasesc in intervalul 2727-2769 mm si sunt in număr de 5. Din acest interval se va allege o valoare pentru ampatamentul automobilului ce va fi proiectat. Valoarea maximă a ampatamentului este de 2810 si aparține automobilului BMW 320, iar cea mai mica valoare se gaseste la Volvo S40 avand 2640 mm.
Determinarea lungimii consolei față (C1 ) a automobilului de proiectat
Fig. 2.1.7 -Distributia valorilor consolei fata a autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
Observații: Cele mai multe valori se gasesc in intervalul 2727-2769 mm si sunt in număr de 5. Din acest interval se va allege o valoare pentru ampatamentul automobilului ce va fi proiectat. Valoarea maximă a ampatamentului este de 2810 si aparține automobilului BMW 320, iar cea mai mica valoare se gaseste la Volvo S40 avand 2640 mm.
Determinarea lungimii consolei spate (C2 ) a automobilului de proiectat
Fig. 2.1.8 -Distributia valorilor consolei spate a autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
Observații: Alfa Romeo 159, are cea mai mică valoare a consolei aceasta fiind de 951 mm. Cea mai mare valoare este de 1113 mm si se gaseste la Skoda Superb. Intervalul din care se va allege o valoare pentru automobilul ce va fi proiectat este 993-1033, acesta fiind intervalul in care se gasesc cele mai multe valori ale consolei spate; numarul acestora este de 5.
1.1.2. Determinarea principalilor parametrii masici
Pentru predeterminarea pricipalilor parametrii masici ai automobilului de proiectat am folosit atât analiza subintervalelor de observare cât și metoda intervalului de încredere.
Principalele mase ale modelelor similare au fost grupate in tabelul 2.1.
Tabelul 1.2 – Parametrii masici ai modelelor similare
Determinarea masei proprii (m0 ) a automobilului de proiectat
Fig. 2.2.1 – Distributia valorilor masei propriia autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
Observații: Majoritatea automobilelor au masa proprie cuprinsă intre 1403 mm si 1454 mm. Acesta este intervalul in care se găseste si valoarea minimă de 1403, a atomobilului Volvo S40. Din acest interval se va allege masa proprie a automobilului de proiectat. Valoarea maximă este de 1605 si este data de masa proprie a automobilului Alfa Romeo 159
Determinarea masei utile (mun ) a automobilului de proiectat
Fig. 2.2.2 -Distributia valorilor masei utile a autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
Observații: Numărul maxim de automobile care au masa proprie in acelasi interval este de 4. Acesta se regaseste atât in intervalul 532-572 cât si in intervalul 614-654. Cea mai mare valoare este intanită la Skoda Superb si este de 654 mm. Valoarea minimă este de 490mm si se intalneste la Lexus Is.
Determinarea masei totale (ma ) a automobilului de proiectat
Fig. 2.2.3 -Distributia valorilor masei totale a autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
Observatii: Valoarea maximă a masei totale este de 2190. Aceasta apartinre automobilului Volkswagen Passat. Intervalele cu cele mai multe modele care au masa totală apropiată sunt 2004-2066, respectiv 2067-2129. In unul din aceste două aceste intervale se va regăsi valoarea masei totale a automobilului proiectat.
1.1.3 Analiza parametrilor energetici
Parametrii energetici ai modelelor similare alese ce urmează a fi studiați sunt:
Puterea maximă dezvoltată de motor (Pmax) și turația la care aceasta se atinge(nP);
Momentul maxim dezvoltat de motor(Mmax) și turația/turațiile la care acesta este disponibil(nM);
Cilindreea totală (Vt);
Puterea litrică (Plitrica), puterea raportată la masa totală a autovehiculului (Pmasa totală) și puterea specifică(Pspecifică);
Viteza maximă constructivă;
Emisiile de CO2 in regim mixt;
Consumul mixt de combustibil.
Pentru analizarea parametrilor energeticise întocmesc tabele cu valorile acestora specifice modelelor similare alese.
Puterea raportată la masa totală a autovehiculului se calculează cu formula:
…………………………………………………(1.8)
Tabelul 1.6.1 – Parametrii energetici ai modelelor similare
Determinarea puterii maxime al motorului automobilului
Fig. 2.3.2 -Distributia valorilor puterii maximea autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
lorilor masei propriia autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
Observații: Majoritatea automobilelor au masa proprie cuprinsă intre 1403 mm si 1454 mm. Acesta este intervalul in care se găseste si valoarea minimă de 1403, a atomobilului Volvo S40. Din acest interval se va allege masa proprie a automobilului de proiectat. Valoarea maximă este de 1605 si este data de masa proprie a automobilului Alfa Romeo 159
Determinarea masei utile (mun ) a automobilului de proiectat
Fig. 2.2.2 -Distributia valorilor masei utile a autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
Observații: Numărul maxim de automobile care au masa proprie in acelasi interval este de 4. Acesta se regaseste atât in intervalul 532-572 cât si in intervalul 614-654. Cea mai mare valoare este intanită la Skoda Superb si este de 654 mm. Valoarea minimă este de 490mm si se intalneste la Lexus Is.
Determinarea masei totale (ma ) a automobilului de proiectat
Fig. 2.2.3 -Distributia valorilor masei totale a autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
Observatii: Valoarea maximă a masei totale este de 2190. Aceasta apartinre automobilului Volkswagen Passat. Intervalele cu cele mai multe modele care au masa totală apropiată sunt 2004-2066, respectiv 2067-2129. In unul din aceste două aceste intervale se va regăsi valoarea masei totale a automobilului proiectat.
1.1.3 Analiza parametrilor energetici
Parametrii energetici ai modelelor similare alese ce urmează a fi studiați sunt:
Puterea maximă dezvoltată de motor (Pmax) și turația la care aceasta se atinge(nP);
Momentul maxim dezvoltat de motor(Mmax) și turația/turațiile la care acesta este disponibil(nM);
Cilindreea totală (Vt);
Puterea litrică (Plitrica), puterea raportată la masa totală a autovehiculului (Pmasa totală) și puterea specifică(Pspecifică);
Viteza maximă constructivă;
Emisiile de CO2 in regim mixt;
Consumul mixt de combustibil.
Pentru analizarea parametrilor energeticise întocmesc tabele cu valorile acestora specifice modelelor similare alese.
Puterea raportată la masa totală a autovehiculului se calculează cu formula:
…………………………………………………(1.8)
Tabelul 1.6.1 – Parametrii energetici ai modelelor similare
Determinarea puterii maxime al motorului automobilului
Fig. 2.3.2 -Distributia valorilor puterii maximea autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
Observații: Valoarea minimă aputerii mxime o are modelul Skoda Superb, respectiv 77 kW,
Iar valoarea maximă o are modelul Alfa Romeo 159, respective 154 kW. Se observa ca două dintre intervale au acelasi număr de modele
Momentul maxim al motorului automobilului
Fig. 2.3.1 -Distributia valorilor momentului maxima autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
Observații: Cel mai mic moment maxim motor se gaseste la Skoda Superb avand valoarea de 250 Nm, valoarea cea mai mare a momentului motor maxim fiind de 400 Nm. Aceasta se intalneste la 2 modele.
Turația de moment maximal motorului automobilului
Fig. 2.3.3 -Distributia valorilor aleseturației de moment maxima autoturismului in functie de nmărul de modele similare
Observații: Se observă că Skoda Superb este singurul autovehicul care are turatia de moment maxim mai mică de 1740 rpm, aceasta având valoarea de 1500 rpm. Cea mai mare valoare este de 2000 rpm si se intâlneste la 3 autovehicule. Sunt două intervale in care se ragăsesc acelasi număr de autovehicule.
Turația de putere maximăal motorului automobilului
Fig. 2.3.4 -Distributia valorilor turației de putere maximaa autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
Observații: Observăm că in unul din cele patru intervale nu se regăseste nici un model. Valoarea minimă este de 3500 rpm fiind regăsită la Mazda 6, iar valoarea maximă este de 4400 apartinând autovehiculului Skoda Superb.
1.2 Alegerea dimensiunilor pentru automobile
Ȋn final, sunt alese următoarele dimensiuni și mase pentru automobil:
La = 4760 [mm]
la =1821 [mm]
Ha =1460 [mm]
E1=1554 [mm]
E2=1554 [mm]
L =2750 [mm]
C1=990 [mm]
C2 =1020 [mm]
mo = 1450[kg]
mun= 570[kg]
ma = 2020[kg]
1.3 Manechinul bidimenional și postul de conducere
Sunt folosite trei manechine diferențiate prin lungimile segmentelor piciorului ls pentru gambă și lt pentru copasă, deoarece s-a constatat că dimensiunile torsului variază nesemnificativ. Cele trei manechine sunt simbolizate prin procentajele 10, 50, 90 procente. Semnificația acestui procentaj este următoarea : pentru manechinul cu procentaj 90 înseamnă că dintr-un număr de adulți, 90% dintre ei au lungimile segmetelorlsși lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzătoare acestei tipodimensiuni de manechin; pentru manechinul cu provcentaj 50, înseamnă ca dintr-un număr de adulți 50% au lungimile segmentelor mai mici sau cel mult egale cu tipodimensiunile acestui tip de manechin; pentru manechinul cu procentaj 10, înseamnă ca dintr-un număr de adulți 10% au lungimile segmentelor mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzătoare acestui tip de manchin. Numărul de adulția fost determinat statistic. Dimeniunile segmentelor lsși ltsunt prezentate în tabelul 3.1.
Tabelul 3.1-Dimensiunile tipodimensiunilor de manechine bidimensionale.
Poziția manechinului pe scaunul șoferului este definită de poziția articulației șoldului (R) față de partea verticală a panoului despărțitor de compartimentul motor și față de podea, de unghiul α dintre axa torsului rezemat pe scaun și verticala, de unghiurile β și δ care reprezintă unghiurile principalelor articulații (șold, genunchi și gleznă) ale manechinului bidimensional.[1] Manechinul în această poziție este reprezentat în figura 3.2.1.
Figura 3.2.1.- Manechinul bidimensional
Tabelul 3.2-Dimensiunile manechinului bidimensional
Figura 3.2.2.-Poziționarea manechinelor bidimensionale pe scaune în interiorul automobilului
Tabelul 3.2-Dimensiunile interioare ale automobilului
Figura 3.2.4.- Amplasarea comenzilor
Observații și concluzii
Dimensiunile interioare trebuie să se încadreze în limite reglementate,pentru a asigura protecția pasagerilor în caz de accident;
Dimensiunile principale ale postului de conducere și amplasarea organelor de comandă manuală la autoturisme și vehicule utilitare se stabilesc astfel încât acestea să fie în permanență în raza de acțiune a conducatorului autovehiculului;
Scaunul conducătorului auto trebuie să fie prevăzut cu un dispozitiv de reglare a poziției relative față de parbriz și față de comenzi în direcție longitudinala și verticală;
Dimensiunile interioare ale automobilului trebuie stabilite astfel încât să asigure confortul pasagerilor pe parcursul deplasărilor.
Sunt folosite trei tipodimensiuni de manechine, diferențiate prin lungimea gambei și a coapsei;
Poziția pedalelor, a volanului și a manetei schimbătorului de viteze trebuie sa permită conducătorului o manevrare bună,în siguranța și confortabila a acestora.
1.4. Realizarea schiței de organizare generală a automobilului de proiectat.
În acest subcapitol se vor analiza datele și valorile obținute în capitolele anterioare, urmând a se întocmi o schiță a autoturismului ce urmează a fi proiectat, împreună cu toate subansamblele sale discretizate în subcapitolul 2.
Se vor realiza 3 vederi, din față/spate, lateral, sus.
Figura 4.2 – Vedere din față
Figura 4.1 – Vedere laterală
Figura 4.3 – Vedere de sus
Observatii:
Desenul se desenează la scară, se stabilesc principalele dimensiuni exterioare, se cotează pe desen și se simbolizează principalele subansambluri ale automobilului.
Realizarea desenunului se face cu ajutorul programului AutoCAD 2010
Desenul este realizat separat la sfarsitul proiectului.
1.5.Determinarea poziției centrului de masă al automobilului atât la sarcină utilă nulă, cât și la sarcină utilă constructivă maximă. Determinarea încărcărilor la punți și a parametrilor ce definesc capacitatea de trecere și stabilitatea longitudinală.
Centrul de masa al autovehiculului reprezinta punctul imaginar, situate in planul longitudinal de simetrie al autovehiculului, in care se considera inmagazinata masa autovehiculului si in care se aplica vectorul greutatii sale. (fig 5.1)
Figura 5.1-pozitia centrului de masa al unui autovehicul
Coordonatele centrului de greutate al autovehiculului sunt date de relatiile:
si ;
in care este masa subansamblului in kg;
– coordonatele centrului de greutate al subansamblului j,fata de sistemul de axe, xoz , ales in mm.
Determinarea centrului de masa pentru o persoana asezata pe scaun:
-in cazul scaunelor fixe, centrul de masa se afla la distanta de 50 mm fata de punctual R, iar in cazul scaunelor reglabile aceasta distanta este de 100 de mm;
-inaltimea centrului de masa, pe verticala, fata de punctual R, are valoarea medie de 180 mm.
Poziția centrului de masa al automobilului se va determina în două situații:
–automobilul cu conducător, fără pasageri sau fărăîncărcătură;
– automobilul incărcat complet cu sarcina utilă.
Tabelul 5.1- Determinarea centrului de masa al caroseriei.
Figura 5.2 – Discretizarea caroseriei
Tabelul 5.2-Determinarea centrului de masa al autovehiculului.
Determinarea centrului de masă al automobilului cu conducator, fără pasageri și fără încărcătură:
Determinarea centrului de masă al automobilului încărcat complet cu sarcina utilă:
În urma calculelor, s-au găsit următoarele coordonate ale centrelor de masă:
Determinarea încărcării statice a automobilului în cele 2 situații:
Determinarea încărcării statice pe punți a automobilului în cele 2 situații:
a) automobilul cu conducător, fără pasageri sau fără încărcătură:
G10=(b/L) x Gao
G20=(a/L) x Ga0
Unde a, b reprezintă distanțele pe orizontală de la centrul de greutate al autoturismului descărcat la punctea față, respectiv spate și L = ampatamentul autoturismului.
b) automobilul incărcat complet cu sarcina utilă:
G1=(b/L) x Ga
G2=(a/L) x Ga
Determinarea procentuală a încărcărilor statice pe punți ale automobilului:
a) automobilul cu conducător, fără pasageri sau fără încărcătură:
b) automobilul incărcat complet cu sarcina utilă:
1.5.1 Determinarea parametrilor ce definesc capacitatea de trecere și stabilitate longitudinală
În general, condiția cea mai dificilă la înaintare, pentru automobile, este la urcarea pantei maxime impusă în tema de proiectare
1.5.2 Determinarea unghiului de alunecare
Condițiile de stabilitate longitudinală, la deplasarea automobilului pe panta maximă impusă, sunt:
Expresiile unghiului limită de patinare sau de alunecare, la limita de aderență, sunt:
tracțiune față :
tracțiune spate :
tracțiune integrală :
1.5.3 Determinarea unghiului de răsturnare
Când automobilul se deplasează pe panta maximă, acesta nu trebuie să se răstoarne. Unghiul limită de răsturnare se determină cu relația:
Condițiile de sigurantă la alunecare si răstunare sunt îndeplinite, autoturismul de proiectat putând face față cerințelor de trecere impuse.
Unghiul de atac
Din rezultă că unghiul de atac al autoturismului va fi de 23°
Unghiul de degajare
Unghiul de degajare s-a ales corespunzător din tabelul de mai jos, specific tipului de automobil de proiectat.
Tabel 5.3 – Parametrii geometrici ai capacității de trecere [1]
Raza longitudinală de trecere
Raza longitudinală de trecere reprezintă raza suprafeței cilindrice, tangentă la roțile din față, spate și la punctul cel mai jos al autoturismului, situat între punți.
Fig 5.3 – Determinarea razei longitudinale de trecere [2]
Punctul M este cel mai coborât punct al caroseriei. În cazul autoturismului de proiectat, se consideră că punctul cel mai coborât se întinde pe toată lungimea distanței dintre roți, de unde rezultă că ls = 0.
Se consideră semnul + sau -, dacă hs<r sau hs>r.
unde:
În urma calculelor realizate, conform cerințelor temei, s-a ajuns la următorii parametri:
Tabel 5.4 – Parametrii geometrici ai capacității de trecere rezultați
Bibliografie
[1], [2] – A. Stoicescu – “Proiectarea performanțelor de tracțiune și de consum ale automobilelor”
1.6. Alegerea anvelopelor și a jantelor
1.6.1 Alegerea anvelopelor
Încărcarea statică pe pneu corespunzătoare greutății maxime a autoturismului, pe puntea față:
(1)
Unde: încărcarea statică pe puntea față, când autoturismul este complet încărcat
numărul de pneuri pe puntea față
Încărcarea statică pe pneu corespunzătoare greutății maxime a autoturismului, pe puntea spate:
(2)
Unde:
încărcarea statică pe puntea spate, când autoturismul este complet încărcat
numărul de pneuri pe puntea spate
Determinarea capacității portante
Se definește capacitatea portantă necesară a pneului ca fiind încărcarea radială maximă suportată de acesta:
(3)
Unde: – este încărcarea statică maximă rezultată
=0.9 pentru autoturisme și 1 pentru autocamioane și autobuze
Se alege categoria de pneuri astfel încât , acest lucru servind ca un coeficient de siguranță.
Indicele de sarcină
În cataloage, standarde, etc capacitatea portantă este reprezentată printr-un număr, indicând sarcina radială maximă pe care o poate suporta anvelopa. Acești indici au valori de la 60 la 165, și fiecăruia îi corespunde o anumită sarcină.
În tabelul de mai jos sunt reprezentați doar o parte din acești indici și sarcina corespunzătoare, printre care se află și valoarea autoturismului de proiectat.
Tabel 6.1 – Sarcina maximă corespunzătoare indicelui de capacitate portantă [1]
Analizând tabelul anterior, se observă că autoturismului de proiectat îi corespunde cel mai bine sarcina de 600 kg, respectiv indicele 90.
Indicele de viteză
Acest cod este format din una sau două litere, sau o literă și o cifră. Indică viteza maximă pe care anvelopa o poate suporta timp de 10 minute de rulare fără a prezenta un pericol.
Tabel 6.2 – Indicele corespunzător vitezei maxime [2]
Tipodimensiunea anvelopei
Pe fiecare anvelopă se găsește, pe lângă alte notații, un cod specific corespunzător dimensiunilor pneului, precum si limitele de sarcină și viteză ale acestuia.
Bu [mm] = lățimea secțiunii anvelopei
Zs = seria anvelopei,
Sb (simbol) = construcția pneului (radial/diagonal)
Das [inch] = diametrul de așezare al talonului = diametrul jantei
Iv = indice de viteză,
Is = indice de sarcină
Tipul anvelopei
În acest subpunct se vor predetermina, pe rând, lățimea, seria, construcția anvelopei, precum și dimensiunea jantei.
Lățimea anvelopei [mm]
Tabel 2.13 – Intervale de observare si numărul de autoturisme din fiecare interval
Histograma 2.13 – Distributia valorilor latimii anvelopei a autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
Seria anvelopei
Histograma 2.14 – Distributia valorilor seriei anvelopei a autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
Construcția anvelopei
Se referă la tipul de construcție a anvelopei, și anume la dispunerea pliurilor carcasei. În cazul clasei autoturismului de proiectat, se observă că toate modelele analizate au construcție radială (în favoarea sporului semnificativ de performanță la rularea cu viteze ridicate), adică pliurile sunt dispunse perpendicular pe direcția de rotație și paralel cu razele cercului anvelopei.
Histograma 2.15 – Distributia valorilor diametrului jantei a autoturismului in functie de nmărul de modele similare alese
În urma analizei statistice și a determinării capacității portante în funcție de repartiția sarcinii pe punți, s-a găsit următoarea formula a anvelopei corespunzătoare cerințelor autoturismului de proiectat.
Tabel 6.3 – Parametrii anvelopei
1.6.2 Alegerea jantei
În urma stabilirii tipului de anvelopă folosită (vezi capitolul 2), s-a predeterminat și diametrul jantei:
Das = Dj = 16 x 25.4 = 406.4 mm
5 x 100 x 50
Unde:
5 – numărul de prezoane
100 – diamentrul de dispunere al prezoanelor
50 – diametrul găurii centrale (alezajul)
Concluzii
În funcție de sarcina radială și de calculele statistice anterioare, s-a ales modelul de anvelopă și jantă specifice autoturismului de proiectat.
Bibliografie
(1) ÷ (9) – A. Stoicescu – “Proiectarea performanțelor de tracțiune și de consum ale automobilelor”
[1], [2] – http://www.railly.ro/informatii-utile/indici-viteza-si-sarcina.html
1.7. Determinarea coeficientului de rezistență la rulare a pneurilor, a coeficientului de rezistență a aerului, a ariei secțiunii transversale maxime și a randamentului transmisiei.
1.7.1 Determinarea coeficientului de rezistență la rulare
Rezistența la rulare este dependentă de:
viteza autovehiculului;
presiunea aerului din pneu;
sarcina normală pe pneu;
tipul căii de rulare;
caracteristicile constructive ale pneului.
Deoarece coeficientul de rulare este dependent de mulți factori, este dificil de stabilit o anumită metodă de calcul exactă. Pe baza analizelor experimentale s-au obținut formule empirice prin care se determină coeficientul de resistență la rulare în funcție de diverși parametri.
În funcție de un anumit tip de cale de rulare și o presiune a aerului corespunzătoare pneului, coeficientul de rulare se determină în raport cu viteza de rulare. Adesea, acesta se definește printr-o funcție polinomială:
unde este coeficientul de rezistență la rulare la viteză mică, iar , și sunt parametri ce influentează coeficientul de rezistență la rulare, dependenți de viteză. Unii dintre aceștia pot fi nuli, adică pot avea un efect neglijabil asupra rezistenței la rulare.
Se poate folosi următoarea exprimare dacă se consideră analiza coeficientului de rulare pana la viteza maximă a autovehiculului.
Tabel 7.1 – Parametri pentrul calculul coeficientului de rezistență la rulare[1]
Legendă: – raport nominal de aspect
Pneul rezultat din calcule statistice si matematice corespunzătoare autoturismului de proiect prezintă raportul nominal de aspect , ceea ce indică că pneul are secțiunea foarte joasă, rezultând următorii parametri pentrul calculul coeficientului de rezistență la rulare.
Tabel 7.2 – Valorile coeficientului de rezistență la rulare în funcție de viteza de deplasare
Figura 7.1 – Reprezentarea grafică a variației coeficientului de rezistență la rulare în funcție de
viteza de deplasare pentru anvelopa 205/60 R16
Observații: Coeficientul de rezistență la rulare influențează mai mult după valoarea de 80 km/h, acesta având o creștere mult mai accentuată.
1.7.2 Determinarea parametrilor aerodinamici
Aerodinamica autovehiculelor se ocupă de fenomenele care se produc la interacțiunea dintre autovehicul și aerul înconjurător. De asemenea, se studiază posibilitățile de modificare a acestei interacțiuni în scopul îmbunătățirii performanțelor autovehiculelor.
Pentru determinarea performanțelor de tracțiune și consum, trebuie cunoscuți principalii parametri aerodinamici, adică coeficientul de rezistență a aerului și aria secțiunii transversale maxime a autovehiculului, A.
Factorul principal care determină coeficientul de rezistență a aerului este forma autovehiculului. Producătorii de autovehicule menționează și acest coeficient, dar valoarea lui poate sa nu corespundă 100% deoarece condițiile de testare diferă de la producător la producător. O primă evaluare a coeficientului de rezistență a aerului constă în compararea formei autovehiculului studiat cu cea a altor modele cu cunoscut. Astfel, există tabele care clasifică valorile coeficientului în funcție de tipul autovehiculului sau după reprezentări ale profilelor acestora.
Tabel 7.3 – Valorile medii ale parametrilor aerodinamici[2]
Pentru a urmări această influență se consideră corpuri de caroserie pentru care au fost determinați coeficienții rezistenței aerului.
Figura 7.2 – Influența formei asupra coeficientului rezistentei aerului[3]
Există mai multe metode de determinare a coeficientului de rezistență al aerului, precum împărțirea autovehiculului în mai multe zone și asocierea unor indici aerodinamici fiecăreia dintre ele, urmând mai apoi ca să fie calculat pe baza unor formule empirice.
În cadrul proiectului, valoarea coeficientului de rezistență al aerului va fi stabilită prin determinarea ariei transversale a autoturismului, apoi, prin interpolare, se va alege din tabelul 7.3 corespunzător ariei calculate.
Aria transversală maximă poate fi determinată prin mai multe formule:
unde:
– ecartamentul mediu;
– înălțimea automobilului;
– coeficient ce ține seama de tipul automobilului. Se poate considera , astfel eroarea ariei determinate nu depășește (5-10)% la autoturisme si autocamioane.
O determinare mai exactă se realizeaza cu formula:
unde:
– înălțimea automobilului
– lățimea secțiunii anvelopei;
– înălțimea marginii inferioare a barei de protecție față de cale;
– lățimea automobilului;
– numărul de pneuri (2 – roți simple, 4 – roți jumelate);
– coeficient de formă. Pentru autoturisme , iar pentru autocamioane și autobuze . Folosirea acestei metode nu implică erori mai mari de 4%.
Fig 7.3 – Principalii parametri pentru determinarea ariei transversale a autoturismului
SCARA 1:25
Utilizând relația (7.4) rezultă:
Fig 7.4 – Aria transversală maximă (SCARA 1:25)
Conform tabelului 7.3, valoarea coeficientului rezistenței aerului se încadrează între 0.3 – 0.5.
Tabel 7.4 – Valorile între care se încadrează valoarea lui de determinat [4]
Prin interpolare, rezultă
Valorile pentru Coeficientul de rezistență a aerului a celor 10 modele de autoturisme sunt: 0.27, 0.28, 0.28, 0.29, 0.29, 0.29, 0.29, 0.29, 0.31, 0.32.Se aleg valori rotunjite pentru capetele intervalului, min=0.25, max=0.35
Se calculează valoarea intervalului de observare:
Tabel 7.5 – Intervale de observare si numărul de autoturisme din fiecare interval
Histograma 7.1 – Reprezentarea intervalelor de observare specifice coeficientului de rezistență a aerului și numărul de autoturisme din fiecare interval
Observatii: Se observă ca majoritetea automobileleor au coeficientul de rezistență cuprins in intervalul 0.275 si 0.3. Acesta se datorează evolutiei aerodinamicii automobilelor actuale.
Se alege pentru autovehiculul proiectat valoarea
Conform histrogramei coeficientul de rezistență al aerului se situeaza intre 0.28 si 0.3, ceea ce indica o evolutie a aerodinamicii automobileleor din present.
Se alege o valoare medie intre cele doua rezultate
1.7.3 Determinarea randamentului transmisiei
Pentru propulsarea autovehiculului, puterea dezvoltată de motor trebuie să fie transmisă roților motoare ale acestuia. Transmiterea fluxului de putere este caracterizată de pierderi datorate frecărilor din organele transmisiei.
Determinarea randamentului transmisiei se poate realiza prin mai multe metode:
Valoarea randamentului transmisiei poate fi considerată constantă luand un randament constant al transmisiei , valorile fiind determinate experimental.
Tabel 7.6 – Valorile medii ale randamentului transmisiei în funcție de tipul autovehicului[4]
Astfel, pentru autoturismul de proiectat, randamentul transmisiei se poate considera
Bibliografie
[1], [2], [4] – A. Stoicescu – “Proiectarea performanțelor de tracțiune și de consum ale automobilelor”
(7.1) – (7.4) – A. Stoicescu – “Proiectarea performanțelor de tracțiune și de consum ale automobilelor”
[3] – Ștefan Tabacu, Ion Tabacu, Tiberiu Macarie, Elena Neagu – “Dinamica autovehiculelor
http://www.shadows-design.biz/siteauto/Dinamica_autovehiculelor/Cap3.pdf
1.8. Determinarea rezistențelor la înaintare si a puterilor corespunzătoare în funcție de viteza autovehiculului
1.8.1 Caracteristicile rezistențelor
Forțele de rezistență, cunoscute ca rezistențe la înaintare, sunt următoarele:
Rezistența la rulare
Este o forță ce se opune înaintării autovehiculului și se datorează fenomenelor ce apar la rularea roților pe calea de rulare.
Formula pentru determinarea rezistenței la rulare este:
unde: – este coeficientul de rezistență la rulare în funcție de viteza de deplasare
– este greutatea autovehiculului încărcat la sarcina nominală maximă în [daN]
– este unghiul pe care îl face calea de rulare cu orizontala locului (unghiul pantei)
Se va studia rezistența la rulare pentru 3 cazuri:
-;
-;
-;
Observație: înseamnă că după 100 metri parcurși pe axa orizontală, autoturismul va fi urcat ”x” metri.
Grafic 8.1 – Variația rezistenței la rulare cu viteze
Observații: Se observă că rezistența la rulare crește cu creșterea vitezei. La o viteză mai mică de 100 km/h rezistența crește lent, după care are o creștere mai accelerată. Odată cu creșterea pantei rezistența la rulare scade.
Tabel 8.1 – Rezistențele la rulare la înaintarea autoturismului în funcție de viteza acestuia
Legendă:
V – viteza autovehiculului în [km/h];
p- panta [ %]
Rrul – rezistența la rulare în [daN];
Rezistența aerului
, unde:
-k – coeficientul aerodinamic :
-A – aria secțiunii transversale maxime a autoturismului [m²]
– – viteza relativă, adică viteza autoturismului + viteza vântului (Vv)
În cazul de față, se va studia rezistența aerului pentru 3 cazuri:
-Vv=0;
-Vv=±15km/h în situația când vântul bate paralel cu direcția de deplasare ()
Vv=-15km/h – vântul bate contrar direcției de deplasare, deci rezistența aerului va fi mai mare.
Grafic 8.2 – Variația rezistenței aerului cu viteza
Observații: Se observă că rezistența aerului este mai mare in cazul în care vântul bate din față si mai mică atunci când vântul este în același sens cu sensul de deplasare al autovehiculului. Rezistența aerului crește odată cu creșterea vitezei.
Tabel 8.2 – Rezistențele aerului la înaintarea autoturismului în funcție de viteza acestuia
1.8.2 Caracteristicile puterilor
În studiul dinamicii autovehiculelor este necesar să se facă aprecieri referitoare la puteri, în special în cazul deplasării cu viteze mari, deci la turații ridicate ale motorului cu solicitări mari ale acestuia.
Caracteristica puterilor reprezintă dependența dintre puterea la roțile motoare și viteza autovehiculului pentru toate treptele SV, motorul funcționând la sarcină totală.
Formula puterii necesară învingerii oricărei rezistențe este:
unde:
-Ri este o rezistență la înaintare [daN]
-V este viteza de deplasare [km/h]
Puterea corespunzătoare rezistenței la rulare
Se vor studia puterile corespunzătoare rezistențelor la rulare pentru cazurile:
-;
-;
-;
Grafic 8.4 – Variația puterii corespunzătoare rezistenței la rulare cu viteza
Observații: În graphic se observă că odată cu creșterea vitezei creste si puterea necesară învingerii rezistenței la rulare. Odată ce panta crește se observă că puterea rezistenței la rulare scade, acestă scădere datorânduse rezistenței la rulare care scade.
Tabel 8.4 – Puterile la rulare la înaintarea autoturismului în funcție de viteza acestuia
Puterea corespunzătoare rezistenței aerului
Se vor studia puterile corespunzătoare rezistențelor aerului pentru cazurile:
-Vv=0;
-Vv=±15km/h în situația când vântul bate paralel cu direcția de deplasare ()
Vv=-15km/h –puterea necesară învingerii rezistenței aerului va fi mai mare.
Grafic 8.5 – Variația puterii corespunzătoare rezistenței aerului cu viteze
Observații: Se observă că cu cât viteze vântului este mai mare cu atât varia’ia puterii rezisten’ei aerului este mai mare
Tabel 8.5 – Puterile aerului la înaintarea autoturismului în funcție de viteza acestuia
Puterea corespunzătoare vitezei maxime
Viteza maximă se poate atinge numai în palier, rezultând că . De asemenea, din condiția rezistenței la demarare , va fi 0, adică rezistența la demarare va fi nulă. În consecință, puterile reprezentative vitezei maxime vor fi cele corespunzătoare rezistențelor la rulare si a aerului.
Se va studia cazul când panta=0 si viteza vântului Vv=0
Grafic 8.8 – Variația puterilor corespunzătoare vitezei maxime cu viteza
În cele ce urmează, sunt prezentate valorile folosite pentru determinarea caracteristicilor grafice a rezistențelor, respectiv puterilor necesare învingerii acestora.
Concluzii
În urma analizelor rezistențelor la înaintare, au rezultat puterile necesare învingerii acestora. Mai departe se poate verifica puterea motorului, necesară învingerii rezistențelor totale.
Bibliografie
[8.1] – [8.6] – “Curs Dinamica Autovehiculelor” – prof. Cristian Andreescu
1.9. Predeterminarea caracteristicilor de turație la sarcină totală a motorului. alegerea motorului și precizarea principalilor parametri ai motorului ales
1.9.1 Predeterminarea caracteristicilor de turație la sarcină totală a motorului
Pentru ca autovehiculul să se poată deplasa, el trebuie să dispună de o putere la roată cel puțin egală cu suma puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare.
Transmiterea acestei puteri de la motor către roată se face prin intermediul organelor transmisiei, o parte din această putere pierzându-se prin frecare. Această pierdere este exprimată prin randamentul transmisiei predeterminat în capitolul 7.
Odată cu atingerea vitezei maxime, accelerația autovehiculului va fi nulă: . Nemaiexistând demarare, rezultă că și puterea necesară învingerii acesteia va fi nulă .
La calculul puterii maxime a motorului se poate considera o mică pantă , obținându-se astfel o putere maximă mai mare care să asigure o anumită rezervă și să permită atingerea vitezei maxime prescrise la încercările pe calea de rulare. Având în vedere că puterea maximă a motorului se determină și din alte condiții, se recomandă ca , rezultând .
Conform relațiilor (8.1), (8.2) și (8.6) precum și a celor menționate mai sus, puterea motorului corespunzătoare vitezei maxime este:
Unde : – viteza maximă impusă=200km/h;
– coeficientul de rezistență la rulare în funcție de viteza maximă de deplasare;
– =greutatea autoturismului complet încărcat=1909[daN];
– k = coeficientul aerodinamic =
– A = aria secțiunii transversale maxime a autoturismului =
Grafic 9.1 – Reprezentarea grafică a puterii totale la sarcină maximă, în palier
Modelarea curbei puterii motorului se va face cu relația următoare:
unde α, β, y, α’, β’, y’ sunt coeficienți de formă:
Observație: α, β, y se folosesc pentru regimurile de joasă turație din apropierea valoriii turației de moment maxim, iar α’, β’, y’ pentru regimuri de înaltă turație din jurul valorii turației de putere maximă.
Se va avea în vedere ca la reprezentarea caracteristicii de putere, să se folosească α, β, y până la o turație medie , iar după această turație medie sa se folosească ceilalți coeficienți.
Formulele coeficienților de formă sunt:
unde și sunt coeficienți de adaptibilitate, respectiv elasticitate
Tabel 9.1 – Valori statistice pentru coeficientul de adaptabilitate, respectiv de elasticitate pentru motoare cu aprindere prin comprimare
Producătorii nu specifică si momentul la turația maximă, așa că acesta va fi calculat cu formula:
Tabel 9.2 – Valorile parametrilor celor 10 motoare similare
Legendă: – P = puterea motorului;
– =turația de putere maximă;
– =turația de moment maxim;
– =momentul de putere maximă;
-=momentul maxim;
-=coeficient de adaptabilitate;
-=coeficient de elasticitate.
Tabel 9.5 – Valorile coeficienților de adaptabilitate și elasticitate
Observatii:
Aceste valori au fost obtinute prin calcul si cu ajutorul histogramelor si astfel preluate din cap2
Conform relațiilor (9.5) și (9.6) rezultă
Pentru motoare cu aprindere prin comprimare, se utilizează un regulator-limitator de turație deoarece după regimul de putere maximă, arderea se înrăutățește. De obicei, regulatorul-limitator intervine la apariția fumului vizibil la evacuare.
În continuare se definește un coeficient care ține seama de turația de viteză maximă și turația de moment maxim. Turația la care intervine regulatorul este turația de viteză maximă, .
Tabel 9.6 – Valorile coeficientului
Se alege ca regulatorul-limitator de turație să intervină la momentul când puterea este maximă, adică .
Dacă nu se cunoaște turația minimă stabilă de funcționare, se poate considera intervalul următor:
Turația maximă va fi turația de putere maximă în cazul motoarelor cu aprindere prin comprimare, deoarece a fost menționat anterior că turația este limitată de un anumit dispozitiv regulator-limitator de turație. Pentru MAC-uri, acest dispozitiv intervine cel târziu la turația de putere maximă, de aceea se va considera relația următoare:
Tabel 9.7 – Valorile parametrilor motorului teoretic
Grafic 9.2 – Caracteristica de turație la sarcină totală a motorului teoretic
În domeniul de funcționare a regulatorului limitator de turație, se consideră că atât puterea efectivă cât și momentul efectiv scad liniar de la valorile corespunzătoare momentului de intrare în funcțiune a regulatorului până la 0, la turația maximă de mers în gol.
1.9.2 Alegerea motorului
Alegerea motorului corespunzător autoturismului de proiectat se alege din cadrul motoarelor a celor 10 autoturisme similare alese în capitolul 1. Se vor alege 3 motoare după criteriul puterii maxime necesare a fi dezvoltată de motor. Acestea sunt motoarele autoturismelor cu numărul de ordine 1, 7 și 8.
Tabel 9.8 – Valorile coeficienților de formă ai celor două motoare
În continuare se vor determina parametrii funcționali, putere, moment precum și turațiile corespunzătoare acestora pentru cele trei motoare alese anterior.
Tabel 9.9 – Valorile parametrilor celor 3 motoare similare
Pentru cele două motoare sunt reprezentate grafic caracteristicile de turație la sarcină totală relativă, alaturi de caracteristica motorului teoretic corespunzător autovehiculului de proiectat. Din graficul următor va fi ales motorul corespunzător curbei superioare pentru a avea un surplus de putere.
Grafic 9.3 – Caracteristica de turație la sarcină totală relativă pentru motorul teoretic și pentru două motoare similar
Observații: După trasarea caracteristicilor de turație la sarcină totală relativă, datorită unui surplus de moment și de putere se alege motorul 6, motorul 10 având o comportare mai slabă fată de motorul teoretic.
Grafic 9.4 – Caracteristica de turație a motorului ales la sarcină totală
Tabel 9.10 – Particularități funcționale ale motorului ales
Tabel 9.11 – Particularitățile constructive ale motorului ales
Concluzii
După ce au fost sudiate rezistențelor autoturismului, a fost determinată puterea maximă necesară pentru ca autoturismul să poată atinge viteza maximă și pentru a face față încercărilor pe calea de rulare.
După analiza motoarele similare și în funcție de curba de puterea fost ales un motor care va echipa autoturismul de proiectat. În urma trasării curbelor de moment și putere în funcție de viteza de deplasare se poate determina rezistența la demarare pentru orice moment.
1.10. Determinarea raportului de transmitere al primei trepte a schimbătorului de viteze
Determinarea raportului de transmitere al primei trepte din condiția vitezei minime stabilă
unde:
. Se alege corespunzător tipulului de automobil,
Rezultă astfel
10.2.3 Determinarea raportului de transmitere al primei trepte după criteriul lucrului mecanic de frecare la cuplarea ambreiajului
La pornirea de pe loc se produce cea mai mare solicitare a ambreiajului.
unde,
Conform îndrumarului de proiectare – A. Stoicescu – “Proiectarea performanțelor de tracțiune și de consum ale automobilelor” , valoarea inferioară fiind pentru autoturisme cu cilindree sub 1200cm³, iar valoarea superioară pentru autoturisme cu cilindree între 1800-3500cm³.
În cazul motorului corespunzător autoturismului de proiectat, cilindreea este de 2000cm³, astfel se alege .
Rezultă astfel, raportul de transmitere în treapta 1, din condiția lucrului mechanic de frecare:
Observatii:
În final, se va adopta pentru valoarea raportului de transmitere al primei trepte, valoarea cea mai mare dintre cele determinate anterior, deoarece autovehiculul va avea nevoie în prima treaptă de un surplus de cuplu pentru ca motorul în condiții dificile să nu fie prea solicitat. Astfel,
Capitolul 2. Studiul tehnic si economic al solutiilor posibile pentru subansamblul de proiectat. Alegerea justificata si definitivarea solutiei tehnice pentru subansamblul din tema de proiectat
Cerințele tot mai severe legate de emisiile poluante ale automobilelor cât și dorința de a îmbunătății confortul la bordul unui automobil, au determinat utilizarea de soluții noi și în domeniul transmisiilor mecanice auto. O soluție care îmbunătățește performanțele unui automobil în ceea ce privește consumul, dinamica și confortul este cutia de viteze cu dublu ambreiaj.
Foto: Cutia cu dublu ambreiaj PDK
Sursa: Porsche
Cutia de viteze cu dublu ambreiaj este cunoscută sub numele de DCT, acronim care provine din limba engleză "Dual Clutch Transmission".
Corect este să utilizăm termenul de transmisie cu dublu ambreiaj deoarece cutia de viteze este parte integrată din transmisie. Cu toate acestea, în continuarea articolului, vom utiliza termenul de cutie cu dublu ambreiaj, în loc de transmisie cu dublu ambreiaj, deoarece acesta este mai des utilizat în articolele legate de automobile.
În funcție de producătorul de transmisii sau automobile, cutiile cu dublu ambreiaj sunt denumite diferit, chiar dacă principiul de funcționare este similar.
Din punct de vedere cinematic, o cutia de viteze cu dublu ambreiaj este de fapt compusă din două cutii de viteze manuale, dispuse în paralel. Practic în aceeași carcasă avem două cutii de viteze, fiecare cu propriul ambreiaj, o cutie conținând treptele impare (1, 3, etc.) iar a două treptele pare (2, 4, etc.)
Foto: Cutie de viteze cu dublu ambreiaj în 6 trepte – schemă cinematică
Sursa: wikipedia.org
A – arborele de intrare în cutia de viteze (arborele cotit)
B – arborele de ieșire din cutia de viteze
a1 – ambreiajul 1, pentru treptele impare 1, 3 și 5
a2 – ambreiajul 2, pentru treptele pare 2, 4 și 6
C – arborele de intrare 2 (tubular)
D – arborele de intrare 1
Acestă configurație are marele avantaj că permite preselecția treptelor de viteze. De exemplu, când automobilul se deplasează în treapta 1 de viteză, fluxul de putere este transmis de la motor la roți prin intermediul ambreiajului 1, care este cuplat. După un anumit prag de viteză treapta 2 se selectează dar puterea se transmite tot prin treapta 1 și ambreiajul 1, deoarece ambreiajul 2 rămâne decuplat. În acestă fază avem două trepte selectate, 1 și 2, cu puterea transmisă prin ambreiajul 1. Când se trece în treapta 2 de viteză, ambreiajul 1 se deschide și ambreiajul 2 se închide.
Datorită posibilității de a preselecta treapta de viteză ce urmează a fi utilizată, timpul de trecere de la o treaptă de viteză la alta poate fi redus până la 0.2 secunde, fără a produce șocuri și vibrații în transmisie.
Acest mod de funcționare al cutiei de viteze cu dublu ambreiaj prezintă următoarele avantaje:
comparativ cu o cutie de viteze manuală:
schimbarea foarte rapidă a treptelor de viteză, datorită preselecției
schimbarea treptei de viteză se face fără întreruperea fluxului de putere
schimbarea lină și fără șoc a treptelor de viteză, datorită patinării controlate a ambreiajelor
comparativ cu o cutie automată clasică, cu hidrotransformator:
schimbarea mai rapidă a treptelor de viteză, datorită preselecției
randament mai bun, datorită lipsei hidrotransformatorului
Mecanismele cu roți dințate ale unei cutii cu dublu ambreiaj sunt similare cu cele ale unei cutii de viteze manuale. Cuplarea treptelor de viteză de face tot prin sincronizare, singura diferență fiind dată de faptul ca la o cutie cu dublu ambreiaj cuplarea treptelor se face cu actuatoare electrohidraulice sau electrice comandate de un calculator de control și nu direct de către conducătorul auto.
În funcție de tipul ambreiajelor și de modul de acționare al acestora cutiile cu dublu ambreiaj se clasifică în:
cutii cu ambreiaje multidisc, umede, acționate hidraulic
cutii cu ambreiaje monodisc, uscate, acționate electric
Foto: Ambreiajul dublu DualTronic
Sursa: Borg Warner
Principalul criteriu de utilizare a unui ambreiaj multidisc umed sau a unuia monodisc uscat este cuplul motor maxim transmis. Astfel, în cazul în care, cuplul motor maxim depășește 250 Nm este de preferat să se utilizeze ambreiaje multidisc umede. Pe lângă avantajul cuplului transmis, un ambreiaj multidisc umed, disipă căldura mai ușor, nu se uzează iar cuplarea și decuplarea este mai lină și fără șocuri.
La automobilele la care propulsorul dezvoltă sub 200 – 250 Nm utilizarea unor ambreiaje monodisc, uscate, acționare electric prezintă avantajul consumului mai scăzut de combustibil, datorită lipsei pompei de ulei și a pierderilor prin frecări mai reduse.
Foto: Dublu ambreiaj uscat
Sursa: LuK
Decizia de a echipa automobilul cu o cutie cu dublu ambreiaj umed sau uscat este luată în funcție de mai multe considerente. În tabelul de mai jos sunt prezentate comparativ caracteristicile celor două soluții de ambreiaj.
Cutia de viteze cu dublu ambreiaj poate fi utilizată pentru orice arhitectură a grupului motopropulsor: tracțiune față, spate sau integrală. De asemenea acest tip de cutie de viteze poate transmite un cuplu motor de până la 1250 Nm (Bugatti Veyron).
Toate cutiile de viteze cu dublu ambreiaj sunt controlate electronic. Acționarea ambreiajelor cât și cuplarea treptelor de viteză se face hidraulic, prin intermediul unor supape electro-hidraulice sau electric utilizând motoare electrice de curent continuu.
Din punct de vedere al interacțiunii cu conducătorul auto nu este nici o diferență între o cutie cu dublu ambreiaj sau o cutie de viteze automată clasică. Automobilele sunt prevăzute cu selectoare de programe (P, R, N, D), iar cutia de viteze poate funcționa atât în mod automat cât și în mod manual („secvențial”).
Foto: Cota de piață europeană a transmisiilor pentru automobile (estimare)
Sursa: ZF
CVT – cutie cu variație continuă
DCT – cutie cu dublu ambreiaj
AMT – cutie automatizată (robotizată)
AT – cutie automată clasică cu hidrotransformator
MT – cutie de viteze manuală
Atât pe piața europeană cât și pe cea mondială, cota cutiilor de viteze cu dublu ambreiaj este în continuă creștere. Datorită avantajelor pe care le are acest tip de cutie de viteze începe să devină o opțiune pentru majoritatea producătorilor de automobile.
Bibliografie
http://www.e-automobile.ro
Sursa: Porsche
wikipedia.org
Borg Warner
LuK
ZF
Capitolul 3. Proiectarea generala a ambreiajului
Conform camptolului anterior se va proiecta ambreiaj dublu pentru transmisie mecanica automatizata
3.1 Momentul de calcul al ambreiajului
În timpul funcționării ambreiajului, ca urmare a fazelor de cuplare-decuplare, se produce uzura suprafetelor de frecare a discurilor conduse. Datorită acestui fapt, apare o detensionare a arcurilor și o modificare a forței de apăsare. Pentru ca ambreiajul să fie capabil, in această situație, să transmită momentul maxim al motorului, se adoptă in calcul, momentul capabil, care este mai mare decat momentul maxim al motorului. Acesta se calculează cu formula:
Mc= momentul de calcul al ambreiajului;
Mmax= momentul maxim motor,
β = coefficient de siguranță
3.2 Calculul și dimensionarea garniturilor de frecare
Garniturile de frecare sunt componente ale discului condus prin intermediul cărora se stabilește, prin forțe de frecare, legătura de cuplare a ambreiajului. Dimensiunile garniturilor de fricțiune se determină din condiția ca momentul capabil al ambreiajului să fie egal cu momentul necesar, folosind relatiile:
, unde:
Re = raza exterioară a garniturii de frecare;
Mc= momentul d calcul al ambreiajului;
= 0,4- coeficientul de frecare; (conform Fermit)
i=4 – numărul suprafețelor de frecare;
c = coeficient ce influențează uzura garniturilor de frecare;
p0 =presiune specifică.
Coeficientul c are valoarea cuprinsă între 0,55 și 0,65 si se calculează cu formula:
Presiunea specifică se alege în funcăie de materialul garniturilor de frecare astfel din considerente de uzură a suprafețelor de frecare, presiunea specifică a ambreiajului se admite in urmatoarele limite:
Tabel 2 – Valorile limită ale presiunii specifice [2]
Alegând p0 = 0,3 [Mpa] rezultă
Știind Re putem predetermina diametrele, pentru a ne orienta la alegerea lor conform valorilor standard după cum urmează:
Tabel 3 – Valorile standard ale parametrilor dimensionali ai garniturilor de frecare[3]
-diametrul exterior; -diametrul interior, g-grosimea garniturii
Conform tabelului se aleg urmatoarele dimensiuni: De=225 [mm];
Di=150 [mm];
g = 3.5 [mm].
După alegerea diametrelor se poate calcula următoatele:
Raza medie
Forța de apăsare
Presiunea de contact
Aria suprafețelor de frecare
,
unde i = numărul suprafețelor de frecare
Lucrul mecanic de frecare
(85)
unde:
k – coeficientul ce arată gradul de creștere în timpul cuplării al momentului de frecare.
L=54700 [J]
Lucrul mecanic specific de frecare
(86)
A – suprafața unei garnituri de frecare.
i – numărul de perechi de suprafețe de frecare
3.3 Verificarea temperaturii pieselor ambreiajului
Verificarea temperaturii pieselor se realizează prin calcul și pentru ca piesele să corespundă din punct de vedere termic trebuie ca creșterea de temperatură să se incadreze între 8 și 15[oC]
, unde:
, unde limitele pentru diferența de temperatură sunt
3.4 Verificarea corectitudinii dimensionării ambreiajului
Verificarea constă în verificarea momentului capabil al ambreiajului dimensionat, cu momentul teoretic maxim de transmitere al ambreiajului.
3.5 Calculul arcului de presiune (central tip diafragmă)
Arcurile de presiune au rolul de a mentine in contact suprafetele plane ale discului condus cu discul de presiune si volantul motorului.Ele nu se incalzesc de la discul de presiune, ceea ce permite mentinerea calitatilor lor elastice timp indelungat. Atat arcurile periferice, cat si cele centrale, se executa din oteluri speciale cu ados de mangan, avand duritatea 4045 HRC. Elementele geometrice ale unui arc diafragma sunt prezentate in figura urmatoare:
Fig.11.1 Construcția arcului diafragmă [12°]
d1 ─ diametrul exterior al arcului în [mm];
d2 ─ diametrul de așezare a pârghiilor în [mm];
d3 ─ diametrul interior de acționare a arcului în [mm];
H ─ înălțimea totală a arcului diafragmă în [mm];
S ─ grosimea arcului diafragmă în [mm];
h ─ distanța de la discul de presiune până la pârghie în [mm];
Forțele care solicită arcul diafragmă in cele două situații de rezemare care apar in timpul funcționării ambreiajului (in situația ambreiat, respectiv debreiat) sunt prezentate in figura următoare.
Figura 2 – Forțele care acționează asupra ambreiajului[5]
Observație: a)stare ambreiată; b)stare debreiată
F ─ forța de ambreiere în [N];
Q ─ forța de debreiere în [N];
Fig.3 Diagrama de forțe tăietoare și momenete ale arcului diafragmă(M2,T2) [13°]
F – forța de ambreiere determină forța tăietoare T1 și momentul radial M1
Q – forța de debreiere determină forța tăietoare T2 și momentul încovoietor M2
Pentru calcule și verificări se vor adopta următoarele dimensiuni:
Capitolul 4. Studierea aspectului de diagnosticare si intretinere a ambreiajelor
Diagnosticarea problemelor ambreiajului este dificilă deoarece foarte multe probleme pot cauza aceleași simptome. Vibrațiile apărute atunci când este cuplat ambreiajul pot fi cauzate de arderea sau netezirea suprafețelor ambreiajului, o volantă deformată, lipsa știfturilor volantei, un rulment uzat, o colivie a rulmentului uzată, un disc de ambreiaj sau un arbore de intrare canelat uzat sau deteriorat ori o carcasă a ambreiajului slăbită.
Cauze externe ale vibrațiilor ambreiajului pot fi suporți de motor ori suporți de transmisie slăbiți sau rupți, nealiniere a șasiului cu componentele grupului motor, cruci cardanice uzate sau deteriorate ori o furcă de debreiere uzată sau deteriorată.
Dacă vehiculul este echipat cu volantă cu masă dublă, o astfel de componentă deteriorată poate face că ambreiajul să patineze.
Defectele in exploatare ale ambreiajului se pot manifesta sub forma: ambreiajul patinează sau nu se cuplează, ambreiajul nu se declupează , ambreiajul cuplează cu smucituri sau face zgomot, precum si probleme de debreiere.
4.1 Ambreiajul patinează sau nu cuplează
Defectul se constată, mai ales la deplasarea automobilului in treapta de priză directă cu viteza redusă, când motorul este accelerat iar turația sa creste brusc, fară ca viteza automobilului sa se mărească sensibil, defectul se datoreste următoarelor cauze principale: cursa liberă a pedalei necorespunzătoare, ulei pe suprafețele garniturilor de frecare, slăbirea sau decălirea arcurilor de presiune, uzura accentuată a garniturilor de frecare.
– Cursa liberă a pedalei necorespunzătoare se refera la situația in care acesta nu exista deloc. Datorita acestui fapt, rulmentul de presiune apasă in permanent pe pârghiile de debreiere, ceea ce provoacă o uzură mai rapidă a lui si reduce din apăsarea discului de presiune asupra discului condus, deoarece ambreiajul cuplează incomplet.
Ca urmare a patinări îndelungate, ambreiajul se incalzeste foarte puternic, putând conduce la: arderea garniturilor de frecare, decălirea arcurilor de presiune, ridicarea si deformarea discului de presiune. Defectul se elimină prin reglarea cursei libere a pedalei ambreiajului la valoarea prescrisă de fabrica constructoare.
– Existenta uleiului pe suprafețele de frecare se datoreste pătrunderii acestuia in ambreiaj ca urmare a pierderilor de ulei de la motor pe la palierul principal, ungerii prea abundente a rulmentului de presiune sau depasirea nivelului uleiului in cutia de viteze. Existenta uleiului pe suprafețele discului condus reduce frecarea cu 40-50% iar ambreiajul patinează . Defectul se elimină prin spălarea garniturilor de frecare cu benzina, sau daca acestea au fost îmbibate cu ulei se inlocuieasc. In același timp, va trebui eliminată cauza pătrunderi uleiului in ambreiaj.
– Slăbirea sau decălirea arcurilor de presiune este urmarea îndelungată a supraîncălzirii. Pentru înlăturarea defectului se demontează ambreiajul, se verifică rigiditatea arcurilor de presiune si se inlocuieasc cele slabe .
– Uzura accentuată a garniturilor de frecare se datoreste utilizări necorespunzătoare sau îndelungate a ambreiajului. Garniturile uzate peste limita admisa se inlocuieasc.
4.2 Ambreiajul nu declupează
Defectul se manifestă la schimbarea treptelor de viteze, când arborele cotit nu declupează, transmisia fiind insotită de un zgomot puternic mai ales la încercarea de clupare a treptei I . Cauzele pot fi datorate unor probleme externe sau interne:
Probleme Externe:
-Lichidul sistemului hidraulic este contaminat, murdar
-Jocul liber excesiv al pedalei
-Aer in sistemul hidraulic
-Componentele sistemului de ambreiaj defecte sau uzate
-Suportul sau bucsa pedalei deteriorată
-Deformarea de la perete sau a suportului sistemului de ambreiaj
Probleme Interne:
-Lipsa de aliniere între transmisie și motor
-Arborele striat e ruginit, deteriorat
-Rulmentul sau bucsa e uzată
-Furcă sau lagăr deformat sau uzat
-Defecte ale sistemului de actionare
-Cablu de antrenare al ambreiajului deformat sau uzat
-Volant slefuit incorect sau in exces
-Arcurile ambreiajului indoite
-Disc deformat sau deteriorat
– Ulei de transmisie inadecvat
Existenta curse libere prea mari, deformarea discului de frecare dereglarea sau ruperea pârghiilor de decuplare, arcul tip diafragma deformat sau decălit, neetanseitati la comanda hidraulică reprezinta probleme importante ce intervin la nedecuplrea ambreiajului.
Exploatarea automobilului timp mai îndelungat cu un ambreiaj care nu declupează complet determiă uzură prematură a sincronizatoarelor si a danturilor roților cutiei de viteze.
– Cursa libera a pedalei ambreiajului este prea mare datorita unui reglaj incorect si a uzurilor mari a articulațiilor mecanismului de comandă. Datorită faptului ca ambreiajul nu declupeazvă complet se uzează mai ales pârtile laterale ale danturi pinioanelor cutiei de viteze . Defectul se elimină prin reglarea cursei libere a pedalei.
– Deformarea discului de frecare se produce mai ales, ca urmare a supraîncălziri si a reconditionării defectuoase. La decuparea ambreiajului, suprafețele deformate vor atinge atât suprafața discul de presiune cât si pe cea a volantului, făcând imposibilă decuplarea completă. Când deformarea discului nu depăseste 0,3-0,4 mm, acesta se îndreaptă, in caz contrar se inlocuieste.
– Dereglarea pârghiilor de cuplare conduce la o deplasare înclinată a discului de presiune față de poziția inițială, astfel că intr-o parte ramâne in contact cu discul de frecare, iar decuplarea nu va fi completă. Defecțiunea se înlătură prin reglarea pârghiilor de declupare.
– Ruperea pârghiilor de decuplare duce la o situație similară dereglărilor, numai că zgomotul produs este permanent datorită lovirii continue a pârghiilor rupte de discurile in rotație.
– Defectiunile mecanismului de comandă hidraulică conduc la imposibilitatea declupări complete. Existenta aerului in instalație provoacă o situație similară.
4.3Ambreiajul cuplează cu smucituri sau face zgomote puternice
Defectul se datorează următoarelor cauze: spargerea discului de presiune, slăbirea sau ruperea arcurilor discului condus, ruperea niturilor de fixare a garniturilor de frecare.
– Spargerea discului de presiune se poate produce datorită fabricației necorespunzătoare, supraîncălziri si conduceri defectuoase. Remedierea consta in înlocuirea discului de presiune.
– Slăbirea sau ruperea arcurilor discului condus se produce după o funcționare îndelungată sau o manevrare brutala a ambreiajului. Remedierea se face prin înlocuirea discului condus sau a arcurilor defecte.
– Ruperea niturilor de fixare a garniturilor de frecare se datoreazc slăbiri lor ca urmare a funcționării cu șocuri a ambreiajului sau montărilor greșite. Defecțiunea se produce treptat si este insoțită de șocuri si de zgomote metalice. Remedierea constă in schimbarea discului de frițiune.
4.4 Zgomotele ambreiajului
Zgomotele ambreiajului reprezintă o altă problemă a cărei cauza poate fi dificil de depistat.
Ele potfi externe sau interne:
Externe: – Reglaje incorecte in sistemul de ambreiaj
– Componente defecte sau deteriorate
– Mecanisme cu reglare automata deteriorata
Interne: – Rulmentul de presiune uzat sau defect.
– Furca deformata.
– Pozitia incorecta a discului.
– șuruburile slabite
Dacă un scârțâit se aude atunci când se ia piciorul de pe pedală, cauza ar putea fi un rulment de presiune defect.
Alte cauze includ un defect al bucșei de centrare, uzură excesivă sau deteriorare a furcii de debreiere, o instalare incorectă a discului, nealiniere, o colivie a rulmentului uzată, un amortizor rupt sau șuruburi de fixare a volantei slăbite.
Un zgomot de râșniță/de frecare prezent atunci când ambreiajul este cuplat poate fi cauzat de un rulment al axului de intrare defect.
Un clinchet ce se intensifică atunci când piciorul este ridicat ușor de pe pedală ar putea indica un rulment de presiune defect.
Dacă un clinchet este prezent la mers incet in gol în poziția neutră a cutiei de viteze iar acesta dispare atunci când piciorul este luat ușor de pe pedală, de vină este furca
Probleme legate de debreiere
Dacă ambreiajul nu debreiază complet în clipa în care pedala nu mai este apăsată deloc, discul va continua să învârtă axul de intrare. Acest lucru va face grea sau imposibilă selectarea unei trepte de viteză, vor apărea zgomote de râșniță, atunci când se vor schimba treptele, sau va face ca motorul să “moară” atunci când vehiculul este oprit.
Un ambreiaj ce nu debreiază ar putea fi cauzat de o ajustare defectuasă a elementelor ce cuplare, un cablu de ambreiaj întins sau rupt, un cilindru principal sau secundar defect sau ce prezintă scurgeri, prezența aerului în conductele hidraulice ale cilindrilor, coroziune, caneluri ale axului de intrare lubrifiate incorect sau rupte, un rulment uzat, o colivie a rulmentului uzată, o furcă de debreiere îndoită sau uzată, un disc îndoit/ovalizat, un ambreiaj instalat invers sau unul necorespunzător (în cazul in care ambreiajul a fost schimbat de curând).
Un alt factor ce poate cauza dereierea grea sau incompletă este uleiul din transmisie, ce ar putea fi prea gros în cazul unor temperaturi exterioare scăzute.
Alte elemente care pot duce la funcționarea necorespunzatoare a ambreiajelor
Disc condus deteriorat:
Se manifestă prin zgomot, si are drept cauză
-Instalarea incorecta a arcurilor.
-Deformarea sau deteriorarea discului.
Discul condus se rebuteaza cand prezinta urmatoarele defecte: fisuri, rupturi (exceptand garniturile de frecare) ruperea a mai mult de doua arcuri de presiune, sau mai mult de trei arcuri ale butucului. Deformarea discului se stabileste prin măsurarea bătăii frontale cu comparatorul si se remedieaza prin strunjire.
Mantaua Cablului deteriorata:
Se manifestă prin Pedala de ambreiaj tare cu trepidatii. Cauzele principale sunt: Traiectoria incorectă a cablului si mantaua cablului deformată.
In unele cazuri pot apărea probleme din cauza măriri fortei de frecare dintre cablu si manta datorită prafului sau a altor contaminatii – in aceste cazuri se recomandă inlocuirea cablului.
Arcurile ambreiajului sunt deformate:
Se manifestă prin trepidatii si au la bază incarcarea excesivă a autovehiculului, folosirea franei de motor foarte des, folosirea neadecvată a ambreiajului, manipularea incorectă a vehicolului.
Disc condus deformat:
Se manifestă prin trepidatii si se manifestă datorita instalării discului in pozitie inversă.
Instalarea incorecta a discului poate provoca interferentă cu volanta, cauzand probleme in functionare.
Ruperea placutelor de frictiune:
Se manifestă prin trepidatii cauzele fiind date de schimbarea vitezei brusc intr-o treapta de viteza inferioara,incarcarea exagerata a autovehicolului.Când placutele de frictiune sunt distruse este necesara schimbarea imediata a discului.
Deteriorarea garniturilor de frecare:
Se manifestă prin zgomot. Deformarea discului de frecare se produce mai ales ca urmare a supraâncălzirii si a reconditionării defectuoase dar si rulmentului de presiune deteriorat si alinierea incorecta intre motor si transmisie.
La decuplarea ambreiajului suprafețele deformate vor atinge atat suprafața discului de presiune, cat si pe cea a volantului, făcând imposibilă decuplarea completă. Exploatarea autovehicolului timp mai indelungat cu un ambreiaj care nu decupleaza complet, determină uzura prematură a sincronizatoarelor si a danturilor rotilor schimbătorului de viteze.
Interferenta cu volanta:
Se manifestă prin zgomot. O cauză posibilă poate fi rectificarea excesivă a suprafetei volantei, care provoacă contactul discului cu suruburile arborelui cotit, instalarea discului in pozitie inversă, sau folosirea unui disc cu marimea necorespunzătoare.
Dacă volanta prezintă semne de supraîncălzire sau fisuri, trebuie înlocuit.
Joc liber excesiv al pedalei de ambreiaj,
Se manifesta prin zgomot si se datorează instalării incorecte a gulerului. Reglarea cursei libere a pedalei ambreiajului se face in mod diferit, in functie de tipul autovehicolului, deobicei reglarea cursei libere se face prin modificarea lungimii tijelor care transmit miscarea de la pedala la furca de decuplare.
4.6 INTRETINEREA AMBREIAJULUI
Lucrările de intreținere ale ambreiajului sunt: ungerea rulmentului de presiune, numai la rulmenți cu gresoare, ungerea bucșelor, verificarea si reglarea cursei libere a pedalei, reglarea jocului dintre rulmentul de presiune si pârghiile de declupare.
Verificarea si reglarea cursei libere a pedalei ambreiajului
Cursa libera a pedalei este corespunzătoare când ambreiajul transmite momentul motor fara patinare, cu pedala in poziția liberă, si când decuplează complet cu pedala apăsată. Reglarea cursei libere a ambreiajului este necesar să se facă periodic, deoarece, prin uzura garniturilor de frecare , ea se micsorează.
Verificarea cursei libere a pedalei ambreiajului se face cu ajutorul unei rigle al cărei capăt se sprijină pe podea alături de pedala ambreiajului. Rigla se reazămă cu suportul pe podeaua caresoriei. Cu ajutorul reperelor se compara cursa pedalei cu cursa libera indicata pentru automobilul respectiv. După montarea riglei pe podea se decuplează cursorul pana când se sprijină pe pedală. In acest fel, deplasarea pedalei se va face in contact permanent cu rigla si deci, prin deplasarea unuia din cele doua repere se poate citi direct deplasarea pedalei, celalalt reper ramanand fix .
Se deplasează prin apăsare pedala împreuna cu cursorul, până in momentul in care ambreiajul începe sa decupleze. Acest moment se simte prin mărirea forței necesare deplasării in continuare a pedalei. Distanta intre cele doua cursoare reprezintă cursa libera a pedalei si se citește direct in milimetri pe scara gradata a riglei. Ea trebui sa fie de 20-50mm, in funcție de tipul automobilului.
Reglarea cursei libere a pedalei ambreiajului se face in mod diferit in funcție de automobil. De obicei cursa liberă a pedalei se reglează prin modificarea lungimii tijelor care transmit mișcarea de la pedala la furca de decuplare.
In cazul ambreiajului cu mecanism de comandă cu acționare hidraulică cursa libera a pedalei se datorează jocului dintre tijă si pistonul cilindrului principal si jocului dintre rulmentul de presiune si capetele interioare ale pârghiilor debreiere. Jocul dintre tija si pistonul principal se reglează cu ajutorul unui șurub excentric, iar jocul dintre rulmentul de presiune si capetele interioare ale pirghiilor de debriere se reglează prin modificarea lungimii tijei pistonului cilindrului receptor, compusă din doua pârti asamblate prin filet.
Reglarea jocului dintre rulmentul de presiune si parghiile de decuplare
Pentru o funcționare corespunzătoare a ambreiajului, trebuie ca toate pirghiile de decuplare sa se găsească in același plan, pentru că, la decuplare, ele sa vină simultan in contact cu rulmentul de presiune.
Jocul dintre rulmentul de presiune si capetele interioare ale pirghiilor de decuplare se poate regla:
– cu ajutorul șurubului de la capătul interior al pirghiei de decuplare;
– cu ajutorul piuliței in acest caz rulmentul de presiune este înlocuit cu un inel de grafit, iar pirghiile au fixat la partea interioara discul;
– cu ajutorul piuliței care se insurubează sau desurubează pe buton;
– cu ajutorul piuliței care apropie sau depărtează partea centrală a pârghiei de decuplare de carcasa ambreiajului.
Jocul dintre rulmentul de presiune si pârghiile de decuplare se reglează,de obicei, după reparații.
La verificarea si reglarea poziției pârghiilor de decuplare se procedează astfel:
– se rotește arborele cotit al motorului pana când apar doua pârghii in dreptul ferestrei de vizitare din carterul ambreiajului;
– se apasă pedala până când rulmentul de presiune atinge capetele pârghiilor. Dacă rulmentul a atins o singură pârghie, aceseta se reglează astfel incât sa fie atinse deodată. Jocul dintre pârghii si rulmentul de presiune se verifica cu o sonda –calibru, care se introduce pe rând, in interstițiile dintre capetele interioare ale pârghiilor si rulment.
Verificări la montarea ambreiajului
La montarea ambreiajului se verifică bătaia frontală a discului condus la o anumită rază prin introducerea unui dorn in canelurile butucului si fixarea dornului intre două vârfuri de centrare Bătaia frontală se citește pe comparatorul cu cadran. Dacă bătaia frontala depaseste limitele admise, discul se îndreaptă cu cheia;
Echilibrarea se realizează cu ajutorul unor plăcuțe, reducând la minim tendința de rostogolire a discului, in orice poziție pe barele dispozitivului; jocul radial si jocul lateral intre flancurile canelurilor a butucului ambreiajului si a arborelui ambreiajului cu ajutorul unei lamele calibrate;
arcurile de presiune care trebuie sa fie din aceiași grupă de sortare măsurându-se lungimea in stare liberă si lungimea sub sarcină; dimensiunile caracteristice pentru reglare si uzuri la ambreiajele cu arc central tip diafragmă, dimensiunile caracteristice se verifica atât cu ambreiajul in stare liberă cat si sub acțiunea unei forțe.
Înlocuirea subansamblurilor ambreiajului este condiționata de echilibrarea lor atât individual cat si in stare asamblată. In felul acesta, pozițiile reciproce de asamblare devin strict determinate, fiind evidențiate prin coincidenta unor marcaje de referință.
Bibliografie
http://ambreiajshop.blogspot.ro/2012/09/diagnostica-si-solutii-ale-problemelor.html
http://ambreiajshop.blogspot.ro/2012/07/totul-despre-ambreiaj.html
http://ambreiajshop.blogspot.ro/2012/06/simptome-boli-ale-ambreiajului.html
http://ic-echipamente.ro/Articole/Diagnosticarea-si-repararea-ambreiajelor–eID26.html
Capitolul 5. Proiectarea piesei din component subansamblului
Proiectarea placii de presiune
5.1Analiza rolului funcțional, a condițiilor tehnice impuse piesei finite și a tehnologicitӑții acesteia.
Rolul funcțional și solicitӑrile piesei.
Discul (placa ) de presiune face parte dintr-un ansamblu ce compune trasmisia și anume din ambreiaj.
Ambreiajul este organul de legӑturӑ a transmisiei cu motorul, fiind montat între motor și schimbӑtorul de viteze. Ambreiajul permite cuplarea și decuplarea linӑ a transmisiei cu motorul, în urmatoarele situatii:
– la plecarea autovehiculului de pe loc , cȃnd trebuie rotitӑ progresiv transmisia de la zero la turația arborelui cotit necesarӑ pentru a învinge rezistența la rulare și forța de inerție a automobilului (puterea motorului este direct proporționalӑ cu turația arborelui cotit);
– la schimbarea treptelor de vitezӑ pentru ca roțile dințate ale schimbӑtorului de viteze sӑ funcționeze fӑrӑ sarcinӑ , realizȃndu-se o cuplare farӑ șocuri.
Ambreiajul este și un organ de proiecție al transmisiei , deoarece la un moment rezistent mai mare decȃt momentul pentru care a fost calculat , ambreiajul patineazӑ . Patinarea ambreiajului se obține prin alunecarea plӑcilor lui una fațӑ de cealalta.
Cerințe impuse ambreiajelor:
Cerințele principale impuse ambreiajelor automobilelor sunt urmӑtoarele:
– la decuplare , sӑ izoleze rapid și complet motorul de transmisie , pentru a face posibilӑ schimbarea vitezelor fӑrӑ șocuri;
– la cuplare sӑ îmbine lin motorul cu transmisia , pentru a evita pornirea bruscӑ din loc a automobilului și șocurile în mecanismele transmisiei ;
– în stare cuplatӑ sӑ asigure o îmbinare perfectӑ între motor și transmisie , fӑrӑ patinare
– elementele conduse ale ambreiajului sӑ aibӑ momente de inerție cȃt mai redusӑ pentru micșorarea sarcinilor dinamice în transmisie ,
– sӑ aibӑ o funcționare sigurӑ și de lungӑ duratӑ
– acționarea sӑ fie simplӑ și ușoarӑ
– regimul termic sӑ aibӑ valori reduse și sӑ permitӑ o bunӑ transmitere a cӑldurii în mediul înconjurator , iar construcția sӑ fie simplӑ și tehnologicӑ.
Ambreiajele utilizate la majoritatea automobilelor sunt ambreiajele mecanice , la care transmiterea momentului motor la celelalte organe ale transmisiei se realizeazӑ prin forțe de frecare ce se dezvoltӑ între douӑ sau mai multe perechi de suprafețe în contact .
La ambreiajele de automobile se disting trei pӑrți principale (fig. 1.1)
– partea conducӑtoare , formatӑ din piese care sunt permanent în legӑturӑ cu motorul (se rotesc întotdeauna cȃnd motorul funcționeazӑ );
– partea condusӑ care cuprinde piesele ce sunt în legӑturӑ cu transmisia motorului;
– mecanismul de funcționare , compus din piese ce transmit comanda de acționare a ambreiajului .
Partea conducatoare cuprinde : volantul 1, placa de presiune 3 și carcasa ei 11, arcurile ambreiajului 9 , parghiile de debreiere 6.
Placa de presiune 3 împreunӑ cu carcasa 11 sunt fixate de volant prin intermediul unor șuruburi . Suprafața lustruitӑ a plӑcii de presiune este una din suprafețele active de frecare ale ambreiajului .
Arcurile ambreiajului 9 apasӑ placa de presiune 3 cu o anumitӑ forțӑ , care sӑ asigure transmiterea de cӑtre ambreiaj a cuplului maxim al motorului. Arcurile sunt așezate între placa de presiune și carcasӑ , avȃnd fiecare bucșӑ de ghidare .Ambreiajele pot avea arcuri periferice sau un singur arc central.
Pȃrghiile de debreiere 6 sunt articulate de urechile 4 și 5 ale placii de presiune și ale carcasei . Capetele pȃrghiilor , asupra cӑrora apasӑ rulmentul de presiune 8, trebuie sӑ se afle toate în același plan , perpendicular pe axa ambreiajului . Acest lucru se realizeazӑ prin șuruburile de reglaj. În ultimul timp pȃrghiile de debreiere cȃt și arcurile sunt înlocuite printr-o diafragmӑ (Dacia 1300, Fiat 850 Renault 10), formatӑ dintr-un disc de oțel , avȃnd tӑieturi radiale .Diafragma care echivaleazӑ cu o serie de pȃrghii elastice așezate circular , se reazemȃ pe un inel de oțel care constituie linia ei de articulație .
Figura 1.1 Ambreiajul mecanic monodisc
1-volant;2-discul condus (al ambreiajului); 3- placa de presiune; 4-urechile plӑcii de presiune; 6- pȃrghii de debreiere; 7- manșonul rulmentului de presiune; 8- rulmentul de presiune; 9- arcurile ambreiajului; 10- garnitura termoizolantӑ; 11 – carcasa plӑcii de presiune; 12- orificii de evacuare a uleiului
Partea condusӑ a ambreiajului este formatӑ din discul ambreiajului 2, montat între volantul 1 și placa de presiune 3; discul este solidarizat la rotație , cu arborele primar al schimbӑtorului de viteze .
Discurile de presiune sunt solidarizate la rotație cu volantul motorului și trebuie sӑ aibӑ posibilitatea, ca în momentul decuplӑrii sau cuplӑrii ambreiajului, sӑ se deplaseze axial.
Solidarizarea la rotație a discului de presiune cu volantul se poate realiza în mai multe feluri (figura 1.2).
În figura 1.2 a. se prezintӑ una dintre soluțiile de solidarizare la rotație a discului de presiune 1 cu volantul, la ambreiaje monodisc. Aceastӑ solidarizare se realizeazӑ prin intermediul umerilor 2 ale discului care intrӑ în ferestrele 3 ale carcasei ambreiajului ce este fixatӑ de volant.
În cazul soliției din figura 1.2, b, utilizatӑ tot la ambreiajele monodisc, solidarizarea discului de presiune 2 de volantul 3 se face prin știfturile1 , montate pe carcasa ambreiajului 4.
În figura 4.2, c și d se prezintӑ solidarizarea discurilor de presiune cu volantul motorului în cazul ambreiajelor bidisc. În figura 1.2, c atȃt discul de presiune interior 3 cȃt și discul de presiune exterior 4 sunt solidare la rotație cu volantul 2 prin intermediul prezoanelor 1 înșurubate în volant.
În cazul prezentat în figura 1.2, d solidarizarea discului de presiune interior 4 se realizeazӑ prin știfturile 1 , iar a discului de presiune exterior 2 prin intermediul bosajelor 5 care pӑtrund în proeminențele 3 ale carcasei ambreiajului.
Figura 1.2 Solidarizarea discurilor de presiune cu volantul motorului
Condiții de lucru și solicitӑri:
Pentru protejarea arcurilor de presiune împotriva încӑlzirii excesive, între ele și discul de presiune se instaleazӑ, de obicei, garnituri termoizolante 5, executate de regulӑ, din același material ca și garniturile de frecare ale discului condus.
Pentru înmagazinarea unei mai mari cantitӑți de caldurӑ, care se degajӑ în timpul patinӑrii ambreiajului, discul de presiune se constuiește masiv.
Pentru a crea o circulație mai intensӑ a aerului ( spre a ușura degajarea de cӑldurӑ în mediul exterior) unele discuri de presiune sunt prevӑzute cu revuri speciale.
Discurile de presiune se executӑ din fontӑ cenușie cu duritate de 170…230HB. În cazuri mai rare se întȃlnesc și dicuri din fontӑ aliatӑ cu Cr, Ni și Mo ( procentul total de aliere pȃnӑ la 2%).
Funcțional, discul de presiune reprezintӑ dispozitivul de aplicare a forței arcurilor pe suprafața de frecare, componentӑ a pӑrții conducӑtoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri și eventuale pȃrghii de debreiere și masӑ metalicӑ pentru preluarea cӑldurii rezultate în urma patinӑrii ambreiajului. Fațӑ de aceste funcții, predimensiuonarea lui se face din condiția preluӑrii cӑldurii revenite în timpul patinӑrii, fӑrӑ încӑlziri periculoase.
Figura 1.3 Forțele care acționeazӑ asupra ambreiajului ( a-ambreiat b-debreiat)
unde: F- forța de ambreiere; Q-forța de debreiere
Pentru calculul forței Q se utilizeazӑ relația:
Q = F.(d1– d2)/ (d2– d3)
Figura 1.4 Forțele și momentele care apar aupra unui ambreiaj convențional și unuia de tip SAC (Self-Adjusting-Clutch – mecanisme de compensare automatӑ a uzurii )
Figura 1.5 Ambreiaj convențional cu arcuri elicoidale
Figura 1.6 Forța de apӑsare a pedalei de ambreiaj ( SAC, wear- uzat; new- formulӑ îmbunӑtӑțitӑ)
Condițiile tehnice impuse piesei finisate prin desenul de execuție
Placa de presiune se încadreazӑ în grupa pieselor de tip disc. În aceastӑ grupӑ sunt incluse piese care au raportul dintre lungime și diametru mult mai mic ca unitatea. Ca formӑ și dimensiuni duscurile sunt foarte diversificate și utilizate practic la toate tipurile de mașini.
Fig 1.7 Discul de presiune
Condiții tehnice: Discul trebuie sӑ intre liber în placa de control care are 3 ferestre egal distanțate pe cerc avȃnd lӑțimea de 35.03mm. Axele de simetrie ale ferestrelor plӑcii de control trebuie sӑ se intersecteze într-un singur punct. Suprafața strunjitӑ sӑ fie paralelӑ cu suprafța de referințӑ. Conicitatea și ovalitatea maximӑ a gӑurilor alezate este de 0.01m.
Fig 1.8 Calitatea suprafețelor
Sufețele de lucru ale pȃrghiilor deambreiaj: trebuie sӑ se afle într-un plan paralel cu suprafața de reazem a capacului;abaterea admisӑ maximӑ de 0.4mm. Condiția cerutӑ se realizeazӑ prin reglarea piulițelor, dupӑ care se asigurӑ prin strȃngerea șuruburilor.
Dupӑ executarea gaurilor: Ansamblul se va centra pe aceste gӑuri și se va echilibra static. Pentru echilibrare se vor da gӑuri de mm în oricare din cele 9 bosaje demm. Numӑrul gӑurilor dupӑ necesitӑți. Adȃncimea maximӑ admisibilӑ 25mm. Dezechilibrul maxim admisibil 30gr
Analiza tehnologicitӑții construcției piesei
Tehnologicitatea construcției este caracteristica complexa a construcției piesei, subamsamblului sau a autovehiculului în întregime, care asigurӑ ca unitatea, subsistemul sau sistemul tehnic considerat sӑ se poatӑ fabrica prin cele mai economice procese tehnologice, cu cheltuieli minime de forțӑ de muncӑ, utilaje, materiale și energie; ea permite asimilarea rapidӑ în fabricație în condițiile asigurӑrii performanțelor, eficienței și fiabilitӑții maxime în exploatare.
Deoarece producției de automobile îi sunt specifice formele organizatorice de mare productivitate (seria mare și seria de masӑ), importanța tehnologicitӑții construcției acestor sisteme tehnice complexe sporește considerabil.
In industria de automobile se utilizeazӑ o serie de produse ale metalurgiei pulberilor care se obțin printr-o tehnologie modernӑ dar prețioasӑ, care are la bazӑ douӑ operații principale: formarea semifabricatelor și sinterizarea.
Metoda cea mai rӑspȃnditӑ constӑ în presarea la rece (formarea cu ajutorul presiunii) a pulberilor, umatӑ de tratamentul termic (sinterizarea) la o temperaturӑ sub punctul de topire al componentului principal al materialului (0,7….0.8 din temperatura de topire). Principalul avantaj al utilizӑrii semifabricatelor și pieselor auto sinterizate este posibilitatea obținerii reperelor din metale greu fuzibile și care nu se combinӑ în stare topitӑ (fier,plumb,wolfram,cupru, etc.) precum și din combinații de metale și nemetale care nu pot fi prelucrate prin nici o altӑ metodӑ. Se pot obține astfel piese din metale antifricțiune, piese prin metale poroase pentru filtre metalice.
Procesul tehnologic de fabricație a unei piese (semifabricat) din pulberi metalice cuprinde urmӑtoarele operații: ( pregӑtirea și formarea, cu sau fӑrӑ presare a smifabricatelor; sinterizare; operațiile suplimentare-calibrare, compactizare, cȃteodata și așchiere, cӑlire și durificare, cementare, cianurare, iosfatare).
Tabel 1.1 Clasificarea cerințelor impuse autovehiculului rutier în varianta constructiv-tehnologicӑ optimӑ
Alegerea justificatӑ a materialului pentru execuția piesei
Pentru executarea discurilor, materialele se aleg în funcție de condițiile de lucru putȃnd fi: oțel, fontӑ, alamӑ, bronz, aliaje speciale.
Placa de presiune se realizeazӑ de regulӑ, din fontӑ cenușie cu duritate de 170…230HB și mai rar din fontӑ aliatӑ cu Cr, Ni și Mo (procentul total de aliere pȃnӑ la 2%), iar dimensiunile sunt determinate atȃt de mӑrimea garniturilor de frecare cȃt și de cantitatea de cӑldurӑ ce trebuie preluatӑ în procesul patinӑrii ambreiajului și evacuate (discuri de dimatre mici 20-30mm , discuri de diametre mari 200-300mm).
De asemenea trebuie sӑ aibe o rigiditate suficient de mare pentru a nu se deforma și a putea distribui uniform presiunea pe discul condus . Uneori sunt prevӑzute cu canale radiale pentru o mai bunӑ circulare a aerului de racire. Discul de presiune trebuie sӑ se roteascӑ împreunӑ cu volantul și sӑ aibe posibilitatea deplasӑrii axiale, fața de carcasa ambreiajului, la cuplare și decuplare.
Se alege materialul Fc 25 (fontӑ) pentru execuția piesei, cu o duritate HB =170-214 (minereu 35-60 (Fe2O3)(FeCo3), fontӑ 93, oțel 98.5).
5.2 ALEGEREA VARIANTEI OPTIME ȘI PROCEDEULUI DE OBȚINEREA A SEMIFABRICATULUI
5.2.1 Analiza comparativӑ a metodelor și procedeelor concurente și adoptarea variantei optime
În producția de piese pentru autovehicule unul dintre principiile care determinӑ obținerea unui process tehnologic optim de fabricație îl constituie alegerea raționalӑ a semifabricatului.
Alegerea corectӑ a semifabricatului presupune din punct de vedere tehnologic ca, pe baza studiului documentației tehnice din proiectul de execuție precum și a datelor primare puse la dispoziție, tehnologul sӑ stabileascӑ:
forma semifabricatului;
metoda și procedeul prin care urmeazӑ sӑ fie obținut;
mӑrimea și distribuția adaosurilor de prelucrare precum și precizia dimensiunilor, formei și a poziției elementelor geometrice ale semifabricatului.
Fiecare metodӑ de semifabricare se caracterizeazӑ prin precizia limita ce se poate obține la forma și dimensiunile semifabricatului. Productivitatea și economicitatea metodei aplicate va influența structura, economicitatea și productivitatea procesului de prelucrare mecanicӑ.
Metodele și procedeele de obținere a semifabricatelor pentru piesele de tip discuri sunt:
turnarea;
deformarea plasticӑ la cald;
deformarea plasticӑ la rece;
sudarea.
Prin aceste metode se obțin: semifabricate turnate din fonte, oțeluri și, pentru mici dimensiuni, din aliaje neferoase, semifabricate deformate plastic din oțeluri, semifabricate sudate.
Aceste fabricate s obțin și prin metode combinate.
Prin turnare se pot obține semifabricate pentru piese de tip disc într-o gamӑ mare de tipodimensiuni și forme, acestea pot fi grele sau ușoare, simple sau complexe.
Dupӑ procedeul utilizat se deosebesc:
piese de tip disc tunate în forme de pӑmȃnt și în forme metalice.
la discurile de dimensiuni mici se folosesc și procedee de turnare de precizie.
Adaosurile de prelucrare pentru piesele de tip disc sunt în funcție de tipul și mӑrimea discului respective fiind indicate în STAS 6287-67 și în normele interne ale uzinelor mari. Precizia pieselor de tip disc tunate depinde de procedeul de tunare.
Ținȃnd seama de particularitӑțile producției de autovehicule rutiere (volum și character de serie mare sau de masӑ) , se vor prefera semifabricatele cȃt mai aproapiate de piesa finitӑ pentru a reduce cȃt mai mult consumul de metal și volumul de muncӑ al prelucrӑrii. Cheltuielile suplimentare cu utilaj modern, costisitor, al secțiilor de semifabricate se pot amortize la un volum mare al producției.
Adoptarea unor semifabricate cu adaosuri mari de prelucrare este justificatӑ doar pentru ateliere de prototipuri și pentru producția de serie micӑ a unor autovehicule de foarte mare putere.
Tabel 2.1 Caracteristicile metodelor și procedeelor principale de executare a semifabricatelor
Turnarea prezintӑ urmӑtoarele avantaje:
permite realizarea de piese cu configurații diverse, în clasele de precizie 6…16, cu suprafete de rugozitate Ra=1.6…200 ;
permite realizarea de piese cu proprietӑți diferite în secțiune (unimaterial, polimaterial);
creeaza posibilitatea obtinerii de adaosuri de prelucrare minime (fata de forjatrea libera sau prelucrarile prin aschiere);
creeaza posibilitatea de automatizare complexa a procesului tehnologic, fapt ce permite repetabilitatea preciziei si a caracteristicilor mecanice, la toate loturile de piese;
permite obținerea unei structure uniforme a materialului piesei, fapt ce îi confer acesteia o rezistențӑ multidirecționalӑ. În general, compactitatea, structura și rezistența mecanicӑ a pieselor turnate sunt inferioare pieselor similar realizate prin deformare plasticӑ ( deoarece acestea posedӑ o rezistențӑ unidirecționalӑ, dupӑ direcții preferențiale).
Dezavantajele procedeelor de realizare a pieselor turnate:
consum mare de manoperӑ, îndeseobi la turnarea în forme temporare;
costuri ridicate pentru materialele auxiliare;
consum mare de energie pentru elaborarea și menținerea materialelor în stare lichidӑ la temperature de turnare;
necesitӑ mӑsuri eficiente contra poluӑrii mediului și pentru îmbunӑtӑțirea condițiilor de muncӑ.
Alegerea optimӑ pentru obținereasemifabricatului este turnarea în forme metalice închise, în formӑ de ciorchini datoritӑ numӑrului mare de piese ce trebuie realizat.
Turnarea înciorchini este rentabilӑ pentru producții de peste 40000 mii de piese.
Formele durabile sunt mai scumpe decȃt modelele pentru formele temporare, dar ceva mai ieftine decȃt matrițe tunate sub presiune. Pe de altӑ parte manopera pentru obținerea unei piese turnate în forme durabile este mai redusӑ în comparație cu cea de realizare a aceleiași piese turnate în forme temporare, dar mai mare fațӑ de cea de realizare a aceleiași piese turnate în matrițӑ.
Durabilitatea matrițelor este mare, de la circa 50000 de bucӑți/cavitate generatoare ( turnarea pieselor mici din fontӑ cenușie în cavitӑți protejate prin acoperire cu straturi ceramice).
Stabilirea poziției semifabricatului în formӑ sau matrițӑ și a planului de separație.
Am stabilit anterior cӑ cel mai indicat procedeu de obținere a semifabricatului este acela al turnӑrii din fontӑ în forme inchise, în ciorchini de 6, 8 sau 12 piese. Ramele formelor de turnare sunt rotunde, pӑtrate sau deptunghiulare, în funcție de marimea aleasӑ a ciorchinelui de piese turnate și de obținerea corectӑ a retelei de turnare.
Turnarea în ciorchine se aplicӑ pieselor mici care pot fi turnate în mai multe rame suprapuse cu o pȃlnie de turnare centralӑ de la care pleacӑ canalele de distribuție radiale pentru fiecare formӑ. Pȃlnia de turnare are un picior înalt care se închide în rama inferioarӑ. Ramele de formare utilizate sunt rame de înalțime micӑ. Dupӑ turnare, semifabricatele turnate se prezintӑîmpreunӑ cu rețeaua de turnare ca un ciorchine.
Amplasarea în forme rotunde este eficientӑ pentru 6 semifabricate, avȃnd avantajul unei rețele de turnare cu ramificații scurte.
Figura 2.1 Amplasarea formelor în ramӑ rotundӑ
am amplasat accesul retelei de turnare între urechile de prindere deoarece la dezbaterea mecanica a formei de turnare se poate rupe rețeaua de turnare, implicit și cu o porțiune din semifabricatul turnat.
Amplasarea în forme pӑtrate este urmӑtoarea în ceea ce privește eficiența și ne oferӑ 8 piese la o singurӑ turnare în rama de turnare.
Figura 2.2 Amplasarea formelor în ramӑ pӑtratӑ
Se observӑ cӑ existӑ o pierdere de material de turnare prin lungimea rețelei la piesele de la coțuri. Turnarea cu cale (pȃlnie) de turnare central este cea mai convenabilӑ în executarea formei și ușurința turnӑrii. Pentru evacuarea gazelor și accesul sigur al fontei topite în toate cuiburile de turnare se prevӑd orificii special de evacuare.
Amplasarea în forme dreptunghiulare se prezintӑ astfel:
Figura 2.3 Amplasarea formelor în ramӑ dreptunghiularӑ
Aceastӑ amplasare are avantajul unei productivitӑți pe rama mai mari, dar cu un risc de evenimente de turnare urmate de rebut, pentru piesele din colțuri. Astfel creste pierderea de material în rețeaua de turnare, de la canalul central la piesele de mai departe.
Ramele pӑtrate sau rotunde au avantajul cӑ se pot folosi și mașinile de formare, de anvergurӑ medie. Luȃnd în considerare forma constructivӑ a piesei și ușurința executӑrii formelor pe mașini de format, am ales ca plan de separație partea posterioarӑ a piesei unde se va prelucra viitoarea suprafațӑ de contact cu garniturile de fricțiune. În figura de mai jos , linia rosie reprezintӑ suprafața de separație iar partea interioarӑ a viitorului semifabricat poate fi separatӑ sau corp comun cu partea de mai jos a formei de turnare.
Figura 2.4 Forma de turnare
5.2.3 Stabilirea preliminarӑ a adaosurilor de prelucrare și executarea desenului semifabricatului.
Dupӑ întocmirea traseului tehnologic de prelucrare mecanicӑ se calculeazӑ succesiv adaosurile intermediare de prelucrare pentru toate operațiile (fazele) de prelucrare ale fiecӑrei seprafețe; în continuare, plec la diametrul piesei finisate și luȃnd în considerare adaosurile calculate se determina dimensiunile intermediare, ajungȃndpȃnӑ la dimensiunile nominale ale semifabricatului brut turnat.
Dimensiunile nominale ale semifabricatului turnat se prevӑd cu abateri limitӑ indicate în STAS-uri.
Valorile abaterilor limitӑ ale semifabricatelor turnate din fonte și oțeluri sunt date din STAS 1592/1-85, în funcție de dimensiunile pieselor și de clasa de precizie la turnare. Pe desenul semifabricatului turnat este întotdeauna specificat clasa de precizie la turnare.
Avȃnd în vedere cӑ “placa de presiune” este o piesӑ cu configurație simplӑ, fӑrӑ indicații foarte stricte, dar și cu o uzinare ulterioarӑ obținerii semifabricatului relative facilӑ, cel mai indicat mod de a stabili adaosurile de prelucrare rӑmne cel de naturӑ experimentalӑ.
Conform lucrӑrii “Prelucrarea tehnologiilor de prelucrare mecanicӑ prin așchiere” de C.Pico ș .a., avem pentru fața superioarӑ a piesei semifabricatului un adios de 3mm, iar pentru fata inferioarӑ un adios de 2.5 mm, rezultȃnd astfel un adaos total pentru grosimea totalӑ a piesei de 5.5 mm. (tabelul 8.1, pagina 277). Pentru diametrul interior conform aceleiași lucrӑri, avem un ados de 3.5mm, astfel diametrul interior rezultat al semifabricatului va fi .
Pentru grosimea totalӑ avem , iar pentru grosimea urechii
Figura 2.5 Desenul semifabricatului
Întocmirea planului de operații pentru executarea semifabricatului
Operații de pregӑtire:
pregӑtirea materialului pentru turnare;
pregӑtirea materialului de formare;
pregӑtirea ramelor formei;
pregӑtirea modelelor de formare;
echiparea mașinii de formare;
pregӑtire oalӑ pentru transport fontӑ lichidӑ;
Ciclul propriu-zis de obținere a semifabricatului are umӑtoarele operații :
executarea formei superioare;
executarea formei interioare;
uscare forme;
control tehnic de calitate (CTC);
turnare;
rӑcire;
dezbatere;
tӑiere rețea de turnare;
sablare;
tratament termic (detensionare);
debavurare;
control tehnic de calitate final;
ambalare și expediere.
Operațiile ce se vor parcurge au fost centralizate în tabelul 2.2.
Tabelul 2.2 Planul de operații pentru executarea semifabricatului.
5.3 ELABORAREA PROCESULUI TEHNOLOGIC DE PRELUCRARE MECANICӐ ȘI CONTROL A PIESEI
5.3.1 Analiza proceselor tehnologice similar existențe
Procesele tehnologice pentru piesele de tip disc sunt foarte asemӑnӑtoare cu procesele pentru piesele de tip bucșe, cu deosebirea cӑ, discurile mari prelucrate pe strunguri paralele și frontale au o serie de erori de planeitate și perpendicularitate fațӑ de axa acestora. Pentru înlӑturarea acestui neajuns, discurile mari se prelucreazӑ pe strunguri carusel, fiind piese caracterizate printr-un raport mic între lungime și diametru.
De menționat cӑ, în cele mai multe cazuri, discurile, în final, sunt supuse unei operațiuni dificile, echilibrarea static și uneori chiar dinamicӑ. Din aceastӑ cauzӑ erorile de prelucrare, care conduc la distribuirea incorectӑ a masei acestora, trebuie sӑ fie mici.
Procesul de prelucrare a piesei “disc de presiune”cuprinde operații de strunjire, frezare, gӑurire, rectificarea alezajelor, honuirea alezajelor și controlul ethnic dimensional și de calitate. Pentru a avea elemente de comparație, vom considera cӑ reperul se executӑ prin strunjire pe un strung semiautomat multipost, prin frezare pe o mașinӑ cu divizare automatӑ, iar operația de gӑurire și alezare pe o mașinӑ de gӑurit cu 2 posturi de lucru și divizare dupӑ un program mechanic sau electronic.
Tehnologul trebuie sӑ ofere piesei o formӑ în așa fel încȃt aceasta sӑ fie ușor de prelucrat. Se pune condiția ca pentru aceelași post de lucru sӑ se efectueze mai multe operații simultan.
Ordinea operațiunilor va fi urmӑtoarea:
tratamentul termic de îmbӑtrȃnire al materialului;
controlul detetoscopic nedistructiv al pieselor;
strunjire;
frezare;
prelucrarea gӑurilor prin alezare;
controlul de conformitate.
5.3.2 Analiza posibilitӑților de realizare a preciziei dimensionale și a rugozitӑții prescrise în desenul de execuție
Obiectivul este stabilirea procedeelor de prelucrare care, fiind ultimele aplicate in succesiunea operatiilor, pentru fiecare suprafata, asigura conditiile tehnice impuse prin desenul de executie. In acest scop trebuiesc definite etapele de lucru:
enumerarea suprafetelor functionale ale pieselor impreuna cu conditiile tehnice impuse;
stabilirea procedeelor de prelucrare mecanica posible, compatibile cu forma si conditiile tehnice impuse;
analiza gradului in care respectivele procede satisfac, pe langa cerintele tehnice si cerintele si pe cele legate de economicitatea procesului tehnologic
adoptarea variantei optime pentru fiecare suprafata.
Enumerarea suprafetelor funcționale ale pieselor împreunӑ cu condițiile tehnice impuse.
Suprafața S1
fӑrӑ indicații speciale dimensionale, de precizie, formӑ sau poziție reciprocӑ, rugozitate mare.
Suprafața S2
dimensiune , abatere de la cilindricitate 0.05 mm, abatere la poziția pe cercul de divizare 0.15 și o rugozitate de 3.2.
Suprafața S3
fӑrӑ indicații speciale, dar cu o abatere de maximum 0.15 mm de la perpendicularitatea pe axa de rotație a piesei
Suprafața S4
dimensiunea H=16mm, abaterea de la planeitate de 0.25mm fațӑ de suprafața de contact cu arcul diafragmӑ, abatere de la parallelism de 0.2 fațӑ de suprafața de contact cu garniturile de frecare și de la perpendicularitate de 0.15 fațӑ da axa de rotație a roții. Rugozitatea este de 3.2 .
Suprafața S5,S6
au o rugozitate de 6.3
Suprafața S7
are o rugozitate de 3.6și abatere de la parallelism cu suprafața de contact a garniturilor de frecare de 0.2
Suprafețele S8,S9,S10 și S11
rugozitate de 6.3
Suprafața S12;
Abatere de la parallelism fațӑ de suprafețele S6 și S7 și perpendicularitate fața de axa
Stabilirea procedeelor de prelucrare mecanica posible, compatibile cu forma si conditiile tehnice impuse.
Suprafața S1 – turnare, sablare, debavurare, rugozitate mare;
Suprafața S2 – gӑurire, alezare, rugozitate 3.2;
Suprafața S3 – strunjire normal, rugozitate 6.3;
Suprafața S4 – strunjire finӑ, rugozitate 3.2;
Suprafețele S5,S6 – strunjire normal, rugozitate 6.3;
Suprafața S7 – strunjire profilatӑ , rugozitate 3.2
Suprafețele S8,S9,S10 – strunjire normal, rugozitate 6.3;
Suprafața S11- frezare normal, rugozitate 6.3
Suprafața S12-strunjire normal, rugozitate 6.3.
Adoptarea variantei optime pentru fiecare suprafata.
Suprafața S1 – turnare, sablare, debavurare, rugozitate mare;
Suprafața S2 – gӑurire, alezare, rugozitate 3.2;
Suprafața S3 – strunjire normal, rugozitate 6.3;
Suprafața S4 – strunjire finӑ, rugozitate 3.2;
Suprafețele S5,S6 – strunjire normal, rugozitate 6.3;
Suprafața S7 – strunjire profilatӑ , rugozitate 3.2
Suprafețele S8,S9,S10 – strunjire normal, rugozitate 6.3;
Suprafața S11- frezare normal, rugozitate 6.3;
Suprafața S12-strunjire normal, rugozitate 6.3.
Analiza gradului în care respectivele procede satisfac, pe langӑ cerințele tehnice și pe cele legate de economicitatea procesului tehnologic.
Toate procedeele aplicate anterior sunt simple, ieftine și ușor de aplicat.
Alezarea suprafeței S2 se aplicӑ în vederea îmbunӑtӑțirii preciziei dimensionale și a rugozitӑții suprafeței.
Strunjirea suprafețelor interioare se aplicӑ atȃt pentru degroșare cȃt și pentru finisarea alezajelor de dimensiuni mari. Se obține precizie de prelucrare în conformitate cu treapta a 9-a de precizie ISO.
Strunjirea interioarӑ deși mai costisitoare se utilizeazӑ atunci cȃnd prelucrӑrile cu adȃncitoare și alezoare se dovedesc a fi neraționale.
Stabilirea succesiunii logice a operațiilor de prelucrare mecanicӑ, tratament termic (termochimic) și control.
Stabilirea succesiunii logice, economice, a operațiunilor de prelucrare mecanicӑ pentru fiecare suprafațӑ si a traseului tehnologic al operațiilor mecanice, tratament termic și control
Din analiza detaliatӑ conceputӑ la capitolul anterior a rezultat care este cel mai avantajos tip de prelucrare mecanicӑ, pentru fiecare suprafațӑ. Executȃndu-se dupӑ turnare un tratament termic de detensionare, se obtin parametrii buni de achiabilitate a adaosului de prelucrare, dar și o duritate convenabilӑ pentru rolul funcțional al piesei studiate. Dupa acest tratament termic urmȃnd a se efectua un controlul detetoscopic nedistructiv al piesei.
Avȃnd în vedere ordinea operațiilor , stabilitӑ pentru fiecare suprafațӑ și anumite criterii tehnico economice, se stabileste ordinea tuturor operațiilor , de la preluarea semifabricatului , pȃnӑ la obținerea piesei finite.
Criteriile economice se referӑ la asigurarea concordanței procesului tehnologic cu caracterul producției.
Criteriile tehnologice sunt prezentate sub formӑ de indicații tehnologice,astfel menționӑm cȃteva criterii tehnice amӑnunțite:
-în primele operații se prelucreaza suprafetele ce vor servi ulterior ca baze tehnologice,cele ce reprezintӑ baze de cotare și cele ce pot duce descoperirea eventualelor defecte de semifabricare;
– toate operațiile de degroșare se executӑ înaitea celor de finisare;
– suprafețele cu precizia cea mai ridicatӑsau care se pot deteriora ușor se prelucreazӑ ultimele;
– prelucrarile ce duc la micșorarea rigiditӑții se executӑ la finalul procesului tehnologic;
– prelucrarile cu scule metalice se executӑ înaintea tratamentelor termice, pe suprafețele respective;
– dupӑ etapele mai importante se prevӑd operații de control intermediar.
5.3.4 Alegerea utilajelor ( intalațiilor tehnologice)
În încercarea de a afla soluții cȃt mai discrete și eficiente, am considerat proiectarea acestui reper cu ajutorul unor mașini unelte clasice de obținere a piesei finite. Mergȃnd pe aceastӑ soluție, operațiile de prelucrare prin așchiere se pot executa pe urmӑtoarele mașini:
Adoptarea schemelor de orientare (bazare) și fixare a piesei (și a dispozitivelor ce asigurӑ realizarea acestora.
La stabilirea succesiunii operațiilor procesului tehnologic se vor avea în vedere și se vor mentiona și suprafețele ce reprezințӑ baze tehnologice, utilizate la prelucrarea diferitor suprafețe. Modul în care respectivele baze tehnologice își îndeplinesc rolul este definit prin elaborarea schemelor de bazare și fixare.
La operațiile executate pe strunguri normale, dispozitivul optim este universalul 3 fӑlci (uneori cu 4), sau platoul cu 4 fӑlci independente. Acestea prind correct și sigur semifabricatul, oferind condiții bune de prindere, orientare și fixare.
`Pentru operația de frezare se va utilize un dispozitiv de prindere, orientare și fixare cu divizare prin comanda automatӑ. Prinderea propriu-zisӑ se va face pe un universal de cap divizor obișnuit.
În ceea ce privește gӑurire și alezarea se fac pe un dispozitic cu prindere in pachet și ghidare sculӑ, așezarea se face pe suprafața de contact, iar ghidarea pe alezajul .
Alegerea S.D.V-urilor
Din cataloage de scule standardizate sau speciale se adoptӑ și se prezintӑ sumar sculele utilizate la fiecare operație, definite prin :
materialul propus pentru sculӑ ;
destinația sculei ;
forma, dimensiunile și alte caracteristici specifice fiecarei scule, prin simbolizarea STAS;
5.4 Calculul analitic al adaosurilor de prelucrare și al dimensiunilor intermediare (interoperaționale)
Calculul analitic al adosurilor de prelucrare se efectueazӑ numai dupӑ stabilirea traseului tehnologic (succesiunii operațiilor) cu precizarea schemei de orientare și a schemei de fixare la fiecare operație și precizarea procedeului de obținere a semifabricatului. Pentru fiecare operație trebuie calculatӑ în prealabil eroarea de orientare și eroarea de fixare, care sunt marimi ce se include în relațiile de calcul ale adaosurilor.
Fiecare semifabricat, în functie de procedeul de semifabricare , se prezintӑ la prelucrarea mecanicӑ cu anumite abateri dimensionale și de formӑ, abateri de la poziția prescrisӑ a suprafețelor și defecte de suprafața etc. Prin procedeul de prelucrare mecanicӑ aceste abateri se înlӑturӑ sau se reduc în limite admisibile.
Ca urmare a execuției fiecӑrei faze de prelucrare, apar, de asemenea, și abateri produse de însuși procesul de aschiere, a cӑror mӑrime depinde de metoda de prelucrare aplicatӑ, de regimurile de aschiere, de erorile geometrice ale mașinii-unelte și de alți factori tehnologici.
Calculul adaosurilor de prelucrare și al dimensiunilor intermediare pentru suprafața .
Prelucrӑrile successive în scopul obținerii coteimm sunt urmӑtoarele:
lӑrgirea de degroșare
Adaosul pentru alezarea finӑ (operația precedent este lӑrgirea de finisare):
Toleranța operației precedente (lӑrgire de finisare), În treapta 11 de precizie este (tab 2.15, cap2)
Diametrul maxim al suprafeței finite va fi:
Dimensiunea minimӑ înainte de alezarea finӑ (dupӑ lӑrgirea de finisare):
Se rotunjește:
-pentru adaosuri simetrice ( bilaterale) la suprafețe opuse, prelucrate simultan:
Bibliografie capitolul 5:
Marincaș,D și Abӑitancei, D. – „Fabricarea și repararea autovehiculelor rutire”,EDP București, 1982.
Bejan, N. –„Tehnologia reparӑrii autovehiculelor”,Ed. Matrix Rom București,2005
Rӑdulescu, R ș.a –„Fabricarea pieselor auto și mӑsurӑtori mecanice, EDP, București 1983.
Frӑțilӑ, Gh.- „Calculul și construcția automobilelor, EDP București, 1977.
Ionescu,C . ș.a – „ Prelucrӑri prin așchiere vol. I și II, EDP București, 1993.
Gavrilaș, I și Voicu,N – „Tehnologia de prelucrare a pieselor tip arbore, bucșӑ și disc pe mașini unelte clasice și cu comandӑ, ET Buc. 1975.
Marincaș,D și Bejan,N – Fabricarea și repararea autovehiculelor- îndrumar laborator.
Stoican, L. ș.a.-„Tehnologia materialelor”.
Picoș,C. ș.a. –„Proiectarea tehnologiilor de prelucrare mecanicӑ prin așchiere”
Tache.V. ș.a. –„Dispozitive pentru mașini unelte. Proiectarea schemelor de orientare și fixare a semifabricatelor”,Ed.Tehnicӑ, București, 1976.
Moraru,V. ș.a. –„Mașini-unelte speciale”, Ed. Didacticӑ și Pedagogicӑ, București, 1982.
Vlase,A. Sturzu,A. Mihail,A. Bercea,I. –„Regimuri de aschiere, adaosuri de prelucrare și norme tehnice de timp” vol1,2 , Ed. Tehnicӑ, București.
Picoș, C. ș.a. –„Proiectarea tehnologiilor de prelucrare mecanicӑ prin așchiere”
Bibliografie capitolul 5:
Marincaș,D și Abӑitancei, D. – „Fabricarea și repararea autovehiculelor rutire”,EDP București, 1982.
Bejan, N. –„Tehnologia reparӑrii autovehiculelor”,Ed. Matrix Rom București,2005
Rӑdulescu, R ș.a –„Fabricarea pieselor auto și mӑsurӑtori mecanice, EDP, București 1983.
Frӑțilӑ, Gh.- „Calculul și construcția automobilelor, EDP București, 1977.
Ionescu,C . ș.a – „ Prelucrӑri prin așchiere vol. I și II, EDP București, 1993.
Gavrilaș, I și Voicu,N – „Tehnologia de prelucrare a pieselor tip arbore, bucșӑ și disc pe mașini unelte clasice și cu comandӑ, ET Buc. 1975.
Marincaș,D și Bejan,N – Fabricarea și repararea autovehiculelor- îndrumar laborator.
Stoican, L. ș.a.-„Tehnologia materialelor”.
Picoș,C. ș.a. –„Proiectarea tehnologiilor de prelucrare mecanicӑ prin așchiere”
Tache.V. ș.a. –„Dispozitive pentru mașini unelte. Proiectarea schemelor de orientare și fixare a semifabricatelor”,Ed.Tehnicӑ, București, 1976.
Moraru,V. ș.a. –„Mașini-unelte speciale”, Ed. Didacticӑ și Pedagogicӑ, București, 1982.
Vlase,A. Sturzu,A. Mihail,A. Bercea,I. –„Regimuri de aschiere, adaosuri de prelucrare și norme tehnice de timp” vol1,2 , Ed. Tehnicӑ, București.
Picoș, C. ș.a. –„Proiectarea tehnologiilor de prelucrare mecanicӑ prin așchiere”
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Ambreiaj Dublu Pentru Transmisie Mecanica Automatizata (ID: 161821)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.