Capitolul I. Organizarea generală a autovehiculului și încadrarea într-un segment de piață În această lucrare se vor studia vehiculele din Segmentul… [305985]

Licență

Capitolul I. Organizarea generală a autovehiculului și încadrarea într-un segment de piață În această lucrare se vor studia vehiculele din Segmentul… [305985]

Byadmin ianuarie 1, 2024

Capitolul I. Organizarea generală a [anonimizat] D:[anonimizat] 4.5 – 4.6 m până la aproximativ 4.8 m.

Cerințele tot mai severe legate de emisiile poluante ale automobilelor cât și dorința de a [anonimizat]. Astfel pentru a [anonimizat].

Datorită posibilității de a preselecta treapta de viteză ce urmează a [anonimizat] 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 multiple avantaje:

1. comparativ cu o cutie de viteze manuală:

schimbarea foarte rapidă a [anonimizat] a [anonimizat] a ambreiajelor

2. comparativ cu o [anonimizat]:

schimbarea mai rapidă a [anonimizat], datorită lipsei hidrotransformatorului

Mecanismele cu roți dințate ale unei cutii cu dublu ambreiaj sunt similare cu cele ale unei cutii de viteze manuale. [anonimizat] 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 autovehiculului.

[anonimizat]. [anonimizat]. Deoarece ambreiaje duble necesită mult mai mult spațiu într-o [anonimizat] a [anonimizat].

*[anonimizat] o [anonimizat], acest lucru este posibil deoarece ampatementul este mai mare față de caroseria hatchback.

[anonimizat] 4 [anonimizat] 2 sau 4 uși laterale.

Tabel 1.1.2 Parametrii dimensionali ai modelelor similare alese:

La= lungimea totală a autovehiculului; Ha= înăltimea totală a autovehiculului; la= lățimea totală a autovehiculului; L= ampatamentul; E1/E2= ecartamentul dintre roțile din față/spate ale autovehiculului

Tabel 1.1.3 Parametrii masici ai modelelor similare:

*Masa proprie (m0) reprezintă masa autovehiculului echipat complet

Masa totală(ma)

Coeficientul de tară se foloseste pentru a putea compara diferite tipuri de autovehicule:

(1)

Tabel 1.1.4 Parametrii energetici:

ce = coeficientul de elasticitate al motorului ce trebuie să aibe valori mai mici ca 1.

(2)

ca = coeficientul de adaptabilitate al motorului ce trebuie să aibe valori mai mare ca 1.

, unde (3,4)

np = turația la puterea maximă nM =turația la cuplul maxim

Tabel 1.1.5 Dimensiunea intervalelor de observare și numărul de intervale pentru analiza parametrilor dimensionali:

*n= numarul de autovehicule alese

Xmin,Xmax=valoare minimă sau maximă

Numarul de intervale pentru fiecare parametru k, s-a obținut valoarea 5 datorită faptului că numarul de modele similare este egal cu 20 pentru toți parametrii.

1.2 Histogramele tuturor parametrilor prezentați anterior:

Figura 1.2.1 Distribuția valorilor lungimilor autoturismului în funcție de numărul de modele similare

Se observă că în intervalul [4624,4736] mm este prezent un număr considerabil de vehicule din numărul total de modele similare alese.Se dorește ca autovehiculul să ofere un confort mărit al pasagerilor și un spațiu generos de depozitare al portbagajului.Astfel se va alege o valoare a lungimii apropiată de limita superioară.

Figura 1.2.2 Distribuția valorilor înălțimilor autoturismului în funcție de numărul de modele similare

Majoritatea modelelor similare alese sunt predominante în intervalul [1415,1439] mm, însemnând că tind spre a avea o înălțime ceva mai redusă ce ajută să avem o stabilitate mai bună.Se va alege o valoare apropiată de limita superioară deoarece se dorește un confort ridicat în cazul în care pasagerii au o înălțime peste medie.

Figura 1.2.3 Distribuția valorilor lățimilor autoturismului în funcție de numărul de modele similare

În acest grafic se observă intervalul [1695,1746] mm conținând un numar de 7 automobile.

Figura 1.2.4 Distribuția valorilor ampatamentelor autoturismului în funcție de numărul de modele similare

Valorile ampatamentelor se situiază în intervalul [2623,2684] mm, aici sunt prezente un număr de 8 modele similare.Un ampatament mai mic ajută la a avea o masă mai redusă a autovehiculului.

Figura 1.2.5 Distribuția valorilor ecartamentelor autoturismului în funcție de numărul de modele similare

Se observă că în intervalul [1538,1565] mm avem cel mai mare număr de modele similare.Acest lucru sugerând că ecartamentul față tinde spre a avea o valoare mai mare.Un ecartament față crescut face ca aderența să crească.

Însă nu putem spune același lucru și despre ecartamentul din spate, deoarece cel mai mare număr de modele similare se regăsește în intervalul [1491,1517] mm.

Figura 1.2.6 Distribuția valorilor puterilor autoturismului în funcție de numarul de modele similare

Un număr considerabil de 8 automobile din totalul modelelor similare se află în intervalul [94,108] kW.

Figura 1.2.7 Distribuția momentelor maxime în funcție de numărul de modele similare

Se observă că momentul maxim este cuprins în intervalul [195,200] Nm, aici fiind prezent un număr de 8 autovehicule.

Figura 1.2.8 Distribuția maselor proprii ale autoturismului în funcție de numărul de modele similare

În mod egal masa proprie se împarte în două mari intervale, primul fiind [1245,1330] kg si cel de al doi-lea [1330,1415] kg, amândouă conținând un număr de 7 autovehicule.

Figura 1.2.9 Distribuția maselor utile ale autoturismului în funcție de numărul de modele similare

Se observă că avem în intervalul [480,500] kg un număr de 7 autovehicule, din totalul de 20 de modele similare.

1.3. Stabilirea tipului de autovehicul corespunzător cerințelor temei de proiect

Pentru a respecta cerințele temei de proiect și ținând cont de studiul făcut asupra modelelor similare, s-au stabilit următorii parametrii pentru autovehiculul ce se va proiecta:

Tabel 1.3.1 Determinarea mărimilor specifice automobilului proiectat:

Fig.1.3.1 Schița simplificată a autovehiculului în funcție de parametrii adoptați

După cum se observă în tabelul 1.3.1 valorile adoptate sunt spre limita inferioară a intervalelor definite prin studiul modelelor similare.

În alegerea acestor parametrii s-a ținut cont de urmatoarele criterii:

obținerea unei stabilități cât mai bune prin mărirea ecartamentului și ampatamentului

creșterea gradului de confort prin creșterea înălțimii totale și implicit a spațiului interior

Din considerente de siguranță și confort se vor folosi și alte dotări ale autovehiculului:

8 perne de aer (air-bag-uri)

Mecanismul de direcți servoasistat cu doua trepte de reglare a forței necesare pentru manevrarea volanului

Sistemul de prevenire a blocării roților (ABS)

Sistemul de control al tracțiunii (ASR), sistemul de stabilitate în viraje (ESP) ,sistemul de asistență la coborâre (DAC)

Volan și scaune cu poziție reglabilă

Sistem de climatizare și încălzire a scaunelor

1.4. Organizarea spațiului postului de conducere

Conducătorul automobilului trebuie să aibe un spațiu și o poziție bună pentru ca postura să fie comodă și să nu cauzeze oboseală.Trebuie să existe libertate de mișcare pentru acționarea diferitelor comenzi necesare.

Tabel 1.4.1 Nivele de confort pentru conducătorul autovehiculului.

Fig.1.4..1 Manechinul bidimensional

1.5. Parametri dimensionali și masici pentru principalele subansambluri

Ponderile maselor subansamblurilor autovehiculului se vor raporta la masa proprie.Autoturismul ce urmează a fi proiectat are masa proprie aleasa m0 = 1260 kg.

Tabel 1.5.1.Ponderile maselor subansamblurilor.

1.5.1 Determinarea centrului de masă

Pe schița de organizare generală a autovehiculului se alege sistemul de coordonate, astfel încât originea lui să coincidă cu pata de contact a roții punții față.

Tabel 1.5.2 Determinarea centrului de masă.

Cazul I: se calculează coordonatele centrului de greutate al autovehiculului ‘gol’ și ale șoferului.

508 (5,6)

G0 [1160,508]

Tabel 1.5.3. Coordonatele centrului de greutate

Cazul II: se calculează coordonatele centrului de greutate al autovehiculuui complet încărcat ( șofer + 4 pasageri + portbagaj plin).

G1 [1305,554]

După stabilirea centrelor de masă se determină încărcările statice ale celor două punți corespunzătoare celor două stări de încărcare.Pentru determinarea lor se folosesc următoarele formule:

Cazul I: = [daN] (9)

= [daN] (10)

unde a0=1160 mm si b0=1498 mm

a0,a si b0,b reprezintă distanțele de la centrul de masă Cg la puntea față respetiv puntea spate

Cazul II:= [daN] (11)

= [daN] (12)

unde a=1305 mm si b=1353 mm

Astfel pentru cazul I: 0.436 iar (13,14)

Pentru cazul II: 0.49 iar (15,16)

1.6. Alegerea pneurilor și stabilirea caracteristicilor acestora

Autovehiculul de proiectat va avea două pneuri pentru fiecare punte.

Încărcătura statică pe pneu:

(17)

(18)

Capacitatea portantă a pneului:

(19)

kp = 0.90 pentru autoturisme.La creșterea capacitații portante vor crește și dimensiunile pneurilor.

Pneul se va alege astfel încât să respecte codiția ca Qp ≥ Qpneu. unde,

Astfel ținand cont de conditia precedentă și analizand diferite cataloage de pneuri și consultarea informațiilor privind modelele similare, am ales pneul 195/55 R16 91H care respectă condiția de mai sus.

Tabel 1.6.1 Caracteristicile pneului ales

1.7 Calculul de tracțiune al automobilului

1.7.1 Determinarea parametrilor necesari calculului tracțiunii

1.7.1.1 Coeficientul de rezistență la rulare

Rezistența la rulare începe să apară din momentul în care roata începe să se rotească.Pe un drum orizontal, rezistența este cea mai importantă până la viteze de 60-80 km/h, pentru că valoarea coeficientului de rezistență la rulare depinde în cea mai mare măsură de viteză.

(20)

unde: -f0 este coeficientul rezistenței la rulare la viteză mică

-f01,f02 si f04 sunt coeficiențtii de influență a vitezei

Tabel 1.7.1 Valori ale coeficienților

Alegem din tabel valorile corerspunzătoare pneurilor alese mai sus și anume radial de secțiune joasă.Cu ajutorul acestor valori arătăm grafic influența coeficientului de rezistență la rulare în funcție de viteza de deplasare a automobilului.

1.8. Determinarea rezistențelor la înaintare și a puterilor corespunzătoare, în funcție de viteza autovehiculului

Rezistența la înaintare a automobilului reprezintă suma tuturor rezistențelor pe care acesta trebuie să le învingă pentru a se putea deplasa.Rezistențele la înaintare pe care trebuie să le învingă automobilul sunt: rezistența la rulare, rezistența aerului și rezistența la pantă.

(21)

Se va calcula în două situații de deplasare:

deplasare in palier (αp=0˚) complet încărcat.

deplasare in rampa maximă a drumului (pmax=0%).

Acestea se vor face in condiții meteorologice favorabile și fără vânt.

1750*9.81=1716.8 [daN] (22)

Calculul rezistențelor la înaintare

Calculul rezistențelor la înaintare este esențial deoarece acestea afectează în mod direct performanțele automobilului și vor sta la baza alegerii motorului ce îl va echipa.

Rezistența la rulare

[daN] (23)

Pentru că se consideră viteza maximă, demararea este egală cu zero iar pentru că prin tema de diplomă nu se impune panta, înseamnă că rezistența la pantă este și ea egală cu zero.

Rezistența aerodinamica

[daN] (24)

k = coeficientul aerodinamic = 0.06125*Cx, unde Cx=0.29 (adoptat)

[] ,unde Vv este viteza vântului care este egală cu zero în ambele cazuri. Vx este viteza relativă a aeruluui față de autovehicul iar Vv=V în ambele cazuri.

A este aria frontală a autovehiculului, reprezentată cu ajutorul comenzii ”area” din AutoCAD.

A = 2,045 m2

Fig.1.8.1 Suma rezistențelor la înaintare in palier

1.9 Calculul puterilor corespunzătoare rezistențelor la înaintare

Pentru acest calcul se foloseste următoarea formulă:

[kW] (25)

Acestea se prezintă tot în formă grafică.

Suma puterilor corespunzătoare rezistențelor la înaintare:

Tabel 1.9.1 Valorile rezistențelor și ale puterilor la înaintarea în palier

f = reprezintă coeficientul de rezistență la rulare

Fig. 1.9.1 Suma puterilor corespunzătoare rezistențelor la înaintare

1.10 Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală a motorului cu ardere internă și alegerea motorului

1.10.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcină totală în vederea atingerii vitezei maxime la deplasarea autovehiculului in palier

Prin analiza modelelor similare alese, putem observa că majoritatea automobilelor au viteza maximă cuprinsă în intervalul [206-224] km/h .Astfel se va alege Vmax = 210 km/h.Pentru a avea o anumită acoperire, din punct de vedere al puterii, se poate admite că atingerea vitezei maxime se obține pe o pantă foarte mică, p0 = (0,05…0,3) % , astfel rezultând puterea maximă (Pmax) mai mare față de cazul deplasării în palier unde p0=0.

Astfel se admite p0 = 0,2 % însemnând ca αp = 0,11 °

Figura 1.10.1 Distribuția vitezelor maxime în funcție de numărul de modele similare

Bilanțul de putere este:

(27)

Unde: -Pr este puterea disponibilă la roată

-Prul este puterea necesară pentru învingerea rezistenței la rulare a automobilului

-Pp este puterea necesară învingerii rezistenței la urcarea pantei

-Pa este puterea necesară învingerii rezistenței aerului

-Pd este puterea necesară învingerii rezistenței la demarare

Din condiția V=Vmax rezultă ca = 0 deci Rd = 0 implicit si Pd = 0

Înlocuind în formula de mai sus va rezulta:

(28)

Cunoscând toți termenii relației de mai sus putem calcula puterea la roată la viteza maximă.

Pr = 90 kW

(29)

Pentru a trasa caracteristica exterioară se foloseste :

(30)

Unde:

Pmax este puterea maximă a motorului pe caracteristica externă

np este turația la puterea maximă

α,β si γ sunt coeficienți de formă corespunzători turațiilor joase

α΄,β΄ si γ΄ sunt coeficienți de forma corespunzători turațiilor ridicate

Luând în considerare că majoritatea modelelor similare sunt echipate cu un motor cu aprindere prin scânteie (M.A.S), automobilul ce urmează să fie proiectat se va echipa tot cu un motor M.A.S.Astfel coeficienții de adaptabilitate (ca) și de elasticitate (ce) se vor alege în comparație cu valorile existente la modelele similare.

Astfel se adoptă: ca = 1.135 ce = 0.625

(31)

(32)

(33)

(34)

(35)

(36)

Ținându-se cont de valorile recomndate:

ζ =1.05..1.25 pentru M.A.S.( autoturisme)

ζ = 0.8..1.0 pentru M.A.S (autocamioane)

ζ = 0.9…1.0 pentru M.A.C

Se alege valoarea ζ = 1.12

Astfel acum se calculează puterea maximă necesară motorului teoretic, din relația de mai jos:

(37)

(38)

Pentru că în modelele similare majoritatea au np cuprins in intervalul [5600,7000] rot/min se va adopta np=6000 rot/min. Cunoscând toate aceste date se poate modela caracteristica exterioară a motorului folosind relațiile următoare:

(39)

[Nm] (40)

Tabel 1.10.1 Puterea și momentul determinate de condiția de viteză maximă în palier

Fig. 1.10.2 Caracteristica exterioară a puterii și a momentului

1.11.Alegerea motorului și prezentarea caracteristicii la sarcină totală

Motorul care va echipa autovehiculul de proiectat este cel teoretic, deoarece din modelele similare nu se regăsește un motor cu specificații identice. Specificațiile constructive sunt prezentate în tabelul urmator.

Tabel 1.11.1 Date constructive ale motorului ales.

Coeficienții de formă a motorului teoretic:

Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale

Din conditia vitezei maxime :

i0pred = 0,377 [km/h] i0pred = 0,377 3.61 (41)

unde iSN = 0.98 in treapta in care se atinge viteza maxima

Astfel avem io pred = 3.61

Valoarea predominanta a raportului i0 trebuie sa fie definitivata (ioef), ca fiind un raport intre doua numere naturale, corespunzatoare numerelor de dinti sau produselor de numere de dinti ale rotilor dintate in angrenare.

Deci, (i0)ef = , p,q ϵ N

in care (i0)ef (i0)pred.

Pentru definitivarea raportului i0 se vor alege 3 variante de perechi de numere de dinti, pornind de la valoarea predeterminata si de la schema cinematica a transmisiei principale.

Daca (i0)pred < 7, se adopta o transmisie principala simpla.

In cazul transmisiei principale simple,

i0 = (42)

unde: Zp – numarul de dinti ai pinionului

Zc – numarul de dinti ai coroanei

Sursa: Aurel P.Stoicescu – ”Proiectarea performantelor de tractiune si de consum ale automobilelor”

Fig.1.11.1Schema cinematica pentru transmisie principala simpla cu roti dintate conice

Pentru transmisia principala simpla se alege Zp cu valoare minima care, este dependenta de raportul i0 pred. In acest sens, pentru angrenajele conice se pot folosi recomandarile firmei Gleason, indicate in tabelul urmator.

Pentru transmisia principala cu roti dintate cilindrice (specifica transmisiei DCT) numarul mininim de dinti ai pinionului conducator variza intre 14-17.

Pentru definitivarea i0 se vor alege 3 variante de perechi de numere si cu ajutorul formulei , se vor afla numeric cele 3 variante.

i0pred = 3.61, se alege Zpmin = 14 dinti

Zc = 50.54 dinti, se rotunjeste Zc = 50 de dinti

Astfel valoarea lui i01 este: – i01,ef = = 3.57

Eroarea relativă a valorii efective față de cea predeterminată este:

ε01 = *100 = 1.10 % (43)

Vmax 1=0,377

Vmax 1=0,377 =212,43 km/h

Pentru i02,ef se alege Zp = 15 de dinti

Zc = 54,15 dinti, se rotunjeste Zc = 54 de dinti

i02,ef = 3.6

Eroarea relativă a valorii efective față de cea predeterminată este:

ε02 = *100 = 0,27 % (44)

Pentru i03,ef se alege Zp = 14 de dinti

Zc = 50,54 dinti, se rotunjeste Zc = 51 de dinti

i03,ef = 3.64

Eroarea relativă a valorii efective față de cea predeterminată este:

ε03 = *100 = 0,83 % (45)

Pentru cele trei valori calculate ale raportului de transmitere efectiv al transmisiei principale s-au ales trei valori diferite ale numărului de dinți ai coroanei diferențialului, zc1 = 50 de dinți, zc2 = 54 de dinți, zc3 = 51 de dinți, în timp ce numărul de dinți ai pinionului de atac a rămas același, zp = 14 dinți și 15 dinți.

Se observă că nici erorile relative ale valorilor efective ale rapoartelor de transmitere nu sunt mari, acestea începând de la 0.27 % până la o valoare maximă de 1.10 %.

Alegerea uneia dintre cele trei variante de rapoarte de transmitere efective, i01, i02 sau i03, se va face reprezentând grafic puterea la roată în funcție de viteză obținută cu fiecare raport și comparând-o cu puterea rezistentă întâmpinată de autovehicul la deplasarea sa în palier.

(46)

unde: – reprezinta randamentul transmisiei

P reprezinta puterea motorului.

Viteza autovehiculului corespunzatoare unei anumite turatii a motorului, pentru un anumit raport al transmisiei principale si avand cuplata treapta de priza directa, se calculeaza cu relatia:

(47)

Pe aceeasi diagrama s-a suprapus curba puterii rezistente totale la deplasarea autovehiculului in palier.

Iar din conditia de viteza minima:

(48)

unde:

nmin = 0.2 * np =1200 rot/min

Vmin (6…10) km/h se adopta 9 km/h

Fig.1.11.1

Se va alege ca raport de transmitere al transmisiei principale i0 = i01 = 3.64 deoarece oferă un surplus de putere la roată față de celelalte rapoarte.

Capitolul II. Analiza comparativă între soluțiile constructive ale ambreiajelor uscate/umede duble DCT

Transmisiile cu dublu ambreiaj (DCT- Dual Clutch Transmission) combină avantajele unei cutii manuale (simplitate constructive și randament ridicat) cu cele ale unei cutii automate (schimbarea automată sub sarcină și fără șocuri a treptelor de viteză). Cutiile DCT, în timpul unei schimbări de treaptă de viteză, transferă cuplul de la un ambreiaj la celălalt aproape instantaneu.

Componenta principală a unei transmisii DCT este ambreiajul dublu. Acesta transferă cuplul de la motor la angrenajele cutiei de viteze. Din punct de vedere cinematic, o cutie de viteze cu dublu ambreiaj este 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 (I, III, V,etc.) iar a doua treptele pare (II, IV, VI si R ).

Constructiv se deosebesc două tipuri de ambreiaje duble: monodisc cu frecare uscată si multidisc cu frecare umedă .

Ambreiajul dublu monodisc uscat

Ambreiajul uscat limiteaza doar capacitatea termică, astfel încât, în intrările mari de energie a sistemului ajunge rapid la limite, care sunt semnificativ mai mici decât cele ale variatiilor de cuplu.În timpul deplasării, toate procedeele de schimbare a vitezelor sunt sincronizate automat. O unitate de control transmite comenzi unui mecanism de acționare electrohidraulic sau electromecanic. Acest lucru permite ambreiajelor și furcilor schimbătorului să execute mișcările specifice într-un interval de timp foarte bine stabilit. Astfel, în orice moment, una dintre subtransmisii este conectată la motor.

Componentele unui ambreiaj dublu sunt similare cu cele ale unui ambreiaj simplu:

Sursa: LuK TecBr 2CT Repair Solution Basis

Fig. 2.1.1 Ambreiaj dublu cu frecare uscată

Arbore cotit

Volantul cu masă dublă (DMF)

Placa centrală

Lagăr de susținere

K1 placă de presiune

K1 discul de ambreiaj

K2 placă de presiune

K2 discul de ambreiaj

K2 rulment de presiune

K1 rulment de presiune

Arbore primar 1 (arbore solid)

Arbore primar 2 (arbore tubular)

Element de legătură

K2 arc diafragmă

K1 arc diafragmă

Ambreiajele duble sunt special construite astfel încât să fie compacte și simplificate prin folosirea comună a pieselor celor 2 ambreiaje. Acestea se întâlnesc într-o mare varietate, elementele de comandă influențând considerabil construcția acestora.

Sursa: Documentația companiei LuK

Fig.2.1.2 Compensatoare de uzura

În fig. 2.1.2 sunt prezentate trei soluții constructive pentru compensatoarele de uzură.

a)compensatoare de uzură separate

b)compensatoare de uzură commune

c)compensatoare cu reazem intermediar

Datorită constructiei transmisiei powershift, din motive de siguranță constatăm că cuplajele trebuie să se deschidă automat în cazul în care sistemul de acționare a ambreiajului eșuează. Acest lucru se poate realiza foarte usor prin utilizarea asa-numitelor „ambreiaje închise în mod activ“. În ambreiaje închise în mod activ, forta de contact este egal cu zero.

2.2 Acționarea ambreiajului dublu uscat

Sursa: LuK TecBr 2CT Repair Solution Basis

Fig.2.2.1 Fig.2.2.2

În timpul deplasării într-o treaptă “impară”, ansamblul mecatronic selectează următoarea treaptă în ordine crescătoare sau descrescătoare.

Forța levierului de cuplare mare al ambreiajului K1 se transferă diafragmei prin intermediul manșonului de cuplare în sens invers direcției de acționare.

Placa de presiune a ambreiajului K1 se deplasează către placa centrală și cuplează ambreiajul.

Treapta selectată “așteaptă” până ce ambreiajul K2 se cuplează.

În cazul în care este nevoie de utilizarea uneia dintre treptele II, IV, VI sau marșarier, levierul de cuplare mare se retrage, decuplând astfel ambreiajul K1. Concomitent, ansamblul mecatronic va acționa levierul de cuplare mic. Ambreiajul K2 este cuplat și cuplul se transmite arborelui tubular. Levierul mic cuplează ambreiajul K2 prin împingerea plăcii de presiune a ambreiajului K2 către discul de ambreiaj.

Sistemul de cuplare

Sursa: LuK TecBr 2CT Repair Solution Basis

Fig.2.2.3.1 Structura sistemului de cuplare

Rulment de presiune pentru K1

Rulmentul de presiune pentru K2

Manșon de ghidare

Dispozitiv de acționare cu pârghie și resort pentru K1

Dispozitiv de acționare cu pârghie si resort pentru K2

Servomotor pentru K1

Servomotor pentru K2

Ambreiajele din sistemul cu dublu ambreiaj sunt decuplate când motorul este la ralanti (în mod normal în poziția decuplat). Ele se cuplează în momentul activării levierului de cuplare. De aceea, acest sistem este cunoscut sub numele de sistem de cuplare.

Sistemul de cuplare este acționat electric și se compune din două manșoane de cuplare pentru K1 și K2 [1 și 2], manșonul de ghidare [3] și două dispozitive de acționare cu pârghie [4 și 5]. Componentele se află în carcasa transmisiei. Servomotoarele [6 și 7] sunt montate în exterior.

2.4. Constructie

Fig.2.1.4 Ambreiajul dublu uscat explodat

Elemente:

furcă de acționare ambreiaj 1

furcă de acționare ambreiaj 2

rulment de presiune 1

rulment placă centrală

volant cu masa dublă (DMF)

placă de presiune ambreiaj 1

disc de ambreiaj 1

placă centrală

disc de ambreiaj 2

placă de presiune 2

arc diafragmă

Sistemul este astfel construit încât ambele ambriaje să fie decuplate atunci cand motorul funcționează la ralanti și niciuna din treptele de viteză nu este selectată.Amreiajele se cuplează doar la activarea levierului.În timpul deplasarii unul dintre ambreiaje este intotdeauna cuplat astfel că în orice moment, una dintre subtransmisii este conectată la motor, astfel decelerarea se produce cu o minimă întrerupere a puterii de tracțiune.

Sursa:Expozitie AutoNET Mobility Show (Fabricantul LuK)

Fig. 2.1.4 Ultima generatie de ambreiaj dublu uscat.

2.5. Ambreiajul dublu multidisc umed

Un ambreiaj umed este un ambreiaj scufundat într-un lichid (ulei) de răcire, care totodată păstrează curate suprafețele de contact, face utilizarea mai lină, și prelungește astfel durata de funcționare.

Sursa: http://www.e-automobile.ro/categorie-transmisii/77-cutie-dublu-ambreiaj.html

Fig. 2.5.1. Ambreiajul dublu umed

Ambreiajele umede din cauza mediului umed în care se află, tind însă să piardă la transmisie, prin "alunecare", o parte din puterea cuplului motor al axei primare. Din punct de vede constructiv acestea se fac multidisc pentru a realiza cuplarea progresivă a treptelor și pentru a rezista la un cuplu motor mai mare.

Avantajul acestei soluții constă în posibilitatea de a schimba vitezele fără întreruperea puterii. În schimb apare dezavantajul că cele doua ambreiaje funcționau într-o baie de ulei care avea rolul de a menține temperaturile la un nivel scăzut iar uleiul avea nevoie de pompe de ulei mari care să mențină fluiditatea lichidului în sistem.

Pentru a înlătura acest dezavantaj, noua tehnologie se bazeaza pe discuri de ambreiaj umede care au nevoie de pompe mai mici și de lubrifiere mai scăzută. În plus, materialele din care sunt construite discurile de ambreiaj au fost și ele modificate pentru a permite schimbul de temperatură. Acestea nu se degradează la frecare, permițând o durată de viață mai lungă.

Din punct de vedere constructiv, ambreiajele multidisc umede, se deosebesc prin mecanismul de acționare astfel exista: ambreiaje cu acționare electrohidraulică sau cu acționare mecanică prin pârghii. Toate cutiile de viteze cu dublu ambreiaj sunt controlate electronic. Acționarea ambreiajelor cât și cuplarea treptelor de viteză se face electro-hidraulic, prin intermediul unor supape electro-hidraulice sau electric utilizând motoare electrice de curent continuu.

Sursa: Documentatiile companiei LuK

Fig. 2.5.2. Mecanismul de acționare al ambreiajului multidisc umed.

2.6. Beneficiile ambreiajului dublu:

Îmbină simplitatea transmisiei automate cu promptitudinea transmisiei manuala

Este similara transmisiei automate fiind, în plus, foarte eficienta

Nu există întreruperi de putere în timpul transferului de cuplu

Reducerea consumului de combustibil

Reducerea emisiilor de CO2

Cost redus în raport cu transmisia automata (hidrotransformator)

Ambreiajul umed este în general considerat ca fiind prea pretențios și costisitor. În plus, pierderile ce apar la nivelul pompei de multe ori duce la un consum de combustibil mai mare în comparație cu soluțiile uscate.

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. La automobilele la care propulsorul dezvoltă sub 200 – 250 Nm se utilizează ambreiaje monodisc uscate, acționate electric, acestea prezintă avantajul consumului mai scăzut de combustibil, datorită lipsei pompei de ulei și a pierderilor prin frecări mai reduse.

Randamentul superior al ambreiajelor uscate, comparativ cu cele multidisc umede, au permis automobilelor cu transmisii cu dublu ambreiaj cu frecare uscată să obțină un consum de combustibil mai mic comparativ cu un automobil cu transmisie manuală..

Capitoul III. Proiectarea și calculul ambreiajului dublu

Condiții impuse ambreiajului

La decuplare (debreiere):

să permită decuplarea completă și rapidă a motorului de transmisie, pentru a fi posibilă schimbarea treptelor fără șocuri;

să necesite efort redus din partea conducătorului, fără a avea o cursă prea mare la pedală.

La cuplare (ambreiere):

să asigure o cuplare progresivă a motorului cu transmisia, pentru a evita pornirea bruscă de pe loc a automobilului și șocurile în organele transmisiei;

să permită eliminarea căldurii care se produce la patinarea ambreiajului;

să asigure în stare cuplată o îmbinare perfectă (fără patinare) între motor și transmisie.

Ambreiajul trebuie să transmită momentul motor maxim și în cazul în care garniturile de frecare sunt uzate își reduc forța de apăsare. Pentru îndeplinirea acestei cerințe momentul de calcul al ambreiajului se adoptă mai mare decât momentul maxim al motorului.

Părțile constructive ale ambreiajului sunt:

Partea conducătoare – partea montată pe volantul motorului.

Carcasa interioară a ambreiajului

Placile de presiune

Arcul diafragmă

Partea condusă – partea care este în legătură directă cu arborele primar al schimbătorului de viteză.

Discurile conduse ale ambreiajului;

Arborele ambreiajului.

Sistemul de acționare sau comandă – care cuprinde:

Pârghii de debreiere;

Inelul de debreiere;

Rulmentul de debreiere;

Dimensionarea și verificarea principalelor componente ale ambreiajului

Calculul de dimensionare și verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului

Pentru ca ambreiajul să fie capabil să transmită momentul motor maxim fără a patina este necesar ca pe toată durata de funcționare momentul de calcul al ambreiajului Mc să fie mai mare decât momentul maxim al motorului Mmax. Se va introduce astfel în calculul momentului un coeficient de siguranță β care va ține cont de această condiție.

Așadar, momentul de calcul al ambreiajului este dat de relația:

(49)

unde (50)

Ținând cont de faptul că ambreiajul este solicitat mai mult la plecarea de pe loc se alege pentru dimensionarea primului disc un coeficient de siguranță β = 1,5 iar pentru cel de-al doilea un coeficient de 1,2. Astfel rezultă:

Mc1 = 300 [Nm]

Mc2 = 240 [Nm]

Pentru că valoarea coeficientului de siguranță β este una mică, ambreiajul prezintă următoarele avantaje și dezavantaje:

Avantaje:

timpul de patinare se va reduce ceea ce va duce la o îmbunătățire a accelerării automobilului.

Dezavantaje:

crește tendința de patinare a ambreiajului;

se mărește lucrul mecanic de frecare la patinare ceea ce duce la uzura garniturilor de frecare.

din cauză că ambreiajul nu mai patinează decât la solicitări foarte mari, cresc tensiunile din organele transmisiei.

3.2 Alegerea si dimensionarea garniturilor de frecare

Garniturile de frecare sunt componente ale discului condus prin intermediul cărora se stabilește legătura de cuplare a ambreiajului. Drept urmare suprafețele de frecare ale ambreiajului reprezintă căile de legatură dintre parțile conducătoare ale ambreiajului.

Raza exterioară a garniturilor de frecare se calculează cu urmatoarea formula:

(51)

Raza interioară are formula urmatoare:

(52)

Unde:

-coeficient de frecare;

i-2·n numărul suprafețelor de frecare;

p0-presiunea specifică de apăsare;

Ri-raza interioara a garniturii de fricțiune;

Re-raza exterioară a garniturii de fricțiune;

n-numarul discurilor conduse ale ambreajului;

Presiunea specifică se alege în functie de materialul garniturilor de frecare astfel din considerente de uzură a suprafețelor de frecare, presiunea specifică a ambreiajului se admite in urmatoarele limite:

Tabel 3.2.1 – Valorile limită ale presiunii specifice

Se adopta c = 0.69, p0 = 0.3 MPa, și i = 4n = 2

106.21 → Re2= 98.58 mm (53)

→ Ri2 = 68.02 mm

De1 = 2·Re1 =2·106.21 = 212.4 mm → De2 = 197.16 mm (54)

Tabel 3.2.1 Dimensiunile garniturilor de frecare pentru ambreiaje [mm]

Se adoptă conform STAS 7793-83 pentru garniturile de frecare dimensiunile:

Diametrul exterior: De1 = 225 mm , De2 = 200 mm

Diametrul interior: Di1 = 150 mm, Di2 = 130 mm

Grosimea: g = 3.5 mm

Calculam raza medie a suprafetei de frecare:

Rmed =· (55)

Rmed1 = mm → 0.095 m ; Rmed2 = 83.73 mm → 0.08373 m

Unde:

Mc este momentul maxim capabil

F este forța de apăsare verticală

Rm este raza medie a suprafeței de frecare

A este aria suprafeței de frecare

Determinarea forței de apăsare asupra discului:

N = (56)

N1 = 26,315 kN

N2 = 22,909 kN

Aria suprafetelor de frecare:

(58)

A1 = 44178.64 [mm2]

A2 = 36285.39 [mm2]

i reprezintă numarul suprafețelor de frecare = 4

3.3 Predeterminarea creșterii temperaturii pieselor ambreiajului

De regulă frecvența cuplărilor-decuplărilor ambreiajului este mai mare în zona urbană. Deoarece în timpul acestor procese cea mai mare parte din momentul motor se transmite prin patinare, el se transformă în caldură, asftel crește temperatura pieselor ambreiajului ducând la creșterea funcționarii garniturii la o temperatură mai ridicată.

Verificarea la încalzire se face pentru discurile de presiune, aflate în contact direct cu planul de alunecare, cu relația:

Δt = (59)

Unde:

α este un coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic preluat de discul de presiune al ambreiajului

α = 0.5

c = 500 este căldura specifică a pieselor din fontă și oțel

L este lucrul mecanic de frecare(patinare)

mp reprezintă masa pieselor ce se încălzesc

Lucrul mecanic total pierdut prin patinare în primele două faze de cuplare a ambreiajului se determină cu relația:

L = (60)

Pentru a calcula lucrul mecanic pierdut prin patinare avem nevoie de:

(61)

(62)

(63)

Momentul de inertie al maselor mobile ale motorului și ale părții conducătoare a ambreiajului reduse la axa arborelui:

[rad/s] (64)

Mp = 9555·141,73 Nm < Mmax (65)

0,089 kg·m2 (66)

Unde:

,aleg

ωm = viteza unghiulară a părții conducatoare care se consideră la limita egală cu turația de moment maxim a motorului

Astfel lucrul mecanic este:

J (67)

J (68)

Lucrul mecanic specific de patinare:

(69)

Din relațiile de mai sus rezultă:

(70)

Se alege masa pieselor care se incalzesc m = 4 kg

3.4 Calculul arborilor ambreiajului dublu uscat

Dimensionarea arborelui ambreiajului se face din condiția de rezistență la solicitare de torsiune determinată de transmiterea momentului maxim, cu relația:

(71)

Arborele ambreiajului se confecționează din oțel aliat cementat 13CrNi30 din STAS 791-80 τa = 200…250 N/mm2 pentru arbori.Se alege o valoare a rezistenței admisibile egală cu τa = 200 N/mm2; care este specifică arborilor de intrare în schimbătoarele de viteze.

Conform relației rezultă un diametru interior al arborelui egal cu di = 20 mm

Dimensiunea arborelui ce vine de la motor se adoptă în funcție de valorile standardizate.Se utilizează canelurile triunghiulare (STAS 7346-83), care pot prelua sarcini și cu șoc, centrarea facându-se pe flancuri. Adoptând seria canelurilor, după diametrul interior, rezultă și celelalte dimensiuni ale îmbinării.

Tabel 3.4.1

Diametrul interior a celui de-al doilea arbore este influențat de diametrul exterior al celui dintâi. Trebuie avut în vedere introducerea între cei doi arbori a unui rulment cu ace.Rulmentul are rolul de a menține coaxialitatea celor doi arbori, acesta nefiind supus încărcărilor.

Se alege rulmentul K 20x28x16 cu urmatoarele specificații:

Pentru arborele tubular:

Diametrul interior se obține din condțtia de rezistență la încovoiere:

,τa = 200 N/mm2 (72)

Cu ajutorul calculelor s-a adoptat un diametru exterior al arborelui de de = 32 mm.

Conform STAS 7346-83 se aleg dimensiunile canelurilor.

Tabel 3.4.2

Verificarea de forfecare:

( 73)

Unde: φ – coeficient al repartiției neuniforme (φ = 0,75)

l – lungimea segmentului canelat (l = 32 mm)

Rezultă o forță tangențială de forfecare de τs = 64.52 MPa. Această valoare este cuprinsă în intervalul valorilor admisibile: 70 – 120 MPa.

Verificarea de contact:

(74)

Unde: c – valoarea teșiturii canelurii (c = 0,3 mm)

În urma calculelor efectuate, rezultă valoarea presiunii de contact de σk = 23.14 MPa. Această valoare aparține intervalului admisibil pentru solicitări dinamice 20 – 50 MPa.

3.5 Calculul butucului discului condus

Calculul îmbinării dintre butuc și arbore are în vedere calulul la strivire și forfecare pe flancurile canelurilor. La strivire verificarea se efectuează cu relația:

(75)

unde:

k ─ coeficient de repartizare a sarcinii pe caneluri și se adoptă k = l/0.5

z ─ reprezintă numărul de caneluri l ─ lungimea butucului discului condus (32)

h ─ înălțimea canelurii supuse la strivire, = 3

d ─ este diametrul mediu al arborelui canelat, = 31

În urma calculelor efectuate, rezultă valoarea efortului de strivire este σs = 28.67 MPa.Această valoare aparține intervalului admisibil pentru efortul unitar ≤ 30 Mpa.

Efortul la forfecare se determină cu relația:

(76)

unde:

b ─ este lățimea canelurii; τaf ─ solicitarea adminsibilă la forfecare (τaf = 20…30 MPa);

Rezultă o forță tangențială de forfecare de τf = 3.84 MPa. Această valoare este cuprinsă în intervalul valorilor admisibile ≤ 15 MPa.

3.6 Calculul parții conducătoare a ambreiajului

Calculul părții conducătoare a ambreiajului se refera la calculul plăcilor de presiune și a plăcii centrale și la elementele de fixare a acestora de carcasa ambreiajului.

Funcțional, discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forței arcurilor pe suprafața de frecare, componentă a părții conducătoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri și eventualele pârghii de debreiere și masa metalică pentru preluarea căldurii rezultate în urma patinării ambreiajului.Plăcile de presiune de obicei se realizează din fontă cenușie iar dimensiunile lor sunt determinate de dimensiunile garniturilor de frecare și de căldura preluată în procesul patinării ambreiajului.

Asimilând discul de presiune cu un corp cilindric cu dimensiunile red și rid se obține înălțimea necesară a discului de presiune hp.

, , c = 500 , ρ = 7800 kg/m3 pentru fonta cenușie

red = Re + (3…5) mm

rid = Ri – (3…5) mm

red = 115.5 mm și rid = 70 mm pentru placa 1 (77)

respectiv red = 105 mm și rid = 60 mm pentru placa 2

(78)

3.7 Calulul elementelor de legătură.

Legătura dintre carcasa ambreiajului și placa de presiune se face prin intermediul unor umeri, sau unor caneluri sau prin intermediul unor birde fixate cu ajutorul unor nituri. Se alege soluția de fixare prin bride. Trebuie ca bridele să transmită momentul motor la discul conducător de la carcasa ambreiajului.

Eforturile admisibile la forfecare 30 MPa și la strivire 80-90 MPa. Legătura impune verificarea niturilor la forfecare și la strivire. Se folosesc formulele:

(79)

(80)

Unde:

z = 3 este numărul bridelor;

d = 4 este diametrul nitului [mm];

g = 3 este grosimea bridei [mm];

R ─ este raza medie de dispunere a bridelor [mm].

Discul de presiune 1 se prinde de elementul de legatură 2 mm, iar prinderea se face prin 4 bride.

3.8 Calculul arcurilor ambreiajului

Pentru primul arc diafragmă constructiv, se adoptă urmatoarele dimensiuni:

-diametrul exterior: d1;

d1 = (0,9…1)·De

d1 = 0,9* 200 = 180 mm

-diametrul de așezare: d2;

d2 = (0,7..0,85)·d1

d2 = 0,7·180 = 126 mm

-diametrul interior d3;

d3 = 54 mm

-înălțimea totală a arcului: H(15..35)

H =17 mm (81)

-înălțimea de la punctul de sprijin la bază: h;

= => h=

h= mm (82)

-grosimea arcului diafragmă: S;

S ϵ [2-5] mm; S = 3 mm

-număr de pârghii z = 18

diametrul de așezare d2;

diametrul exterior al arcului d1;

diametrul interior d3.

Cu ajutorul formulei de mai sus putem trasa caracteristica arcului diafragmă.

(83)

se calculează mărimile din tabelul pentru diferite valori ale săgeții cuprinse între f = 0 și f = 1,7. h.

E – modulul de elasticitate al materialului, E = 21000 MPa;

µ – coeficientul lui Poisson = 0.3

f – deformația arcului ȋn dreptul diametrului d2;

k1, k2 , k3 -coeficienți de formă

(84)

(85)

(86)

16.47 [MPa]

Datorită forței de apăsare a discului condus, arcul este încărcat cu o sarcină uniform distribuită pe circumferințele diametrelor d1 și d2.

Pentru calculul deformațiilor în timpul debreierii se folosește modelul din figura, unde:

q = q1 + q2,

cu:

Schema pentru calculul deformațiilor

Unde:

I= este momentul de inerție al secțiunii lamelei; b- baza mare a lamelei;

 – coeficient de formă al lamelei, care are valorile din tabelul 3.8.1

Tabelul 3.8.1 Valorile coeficientului de forma 

Pentru forța Q, din condiția de echilibru a forțelor , se obține:

(87)

Pentru al doilea arc diafragmă:

-diametrul exterior: d1;

d1 = (0,9…1)·De

d1 = 0,9* 225 = 202.5 mm

-diametrul de așezare: d2;

d2 = (0,7..0,85)·d1

d2 = 0,7·150 = 105 mm

-diametrul interior d3;

d3 = 97.5 mm

-înălțimea totală a arcului: H(15..35)

H =17 mm (88)

-înălțimea de la punctul de sprijin la bază: h;

= => h=

h= mm (89)

-grosimea arcului diafragmă: S;

S ϵ [2-5] mm; S = 3 mm

-număr de pârghii z = 18

diametrul de așezare d2;

diametrul exterior al arcului d1;

diametrul interior d3.

Cu ajutorul formulei de mai sus putem trasa caracteristica arcului diafragmă 2.

(90)

(91)

(92)

(93)

Această deformație reprezintă caracteristica elastică a arcului în timpul cuplării ambreiajului. Pentru a fi descrisă se va trasa un grafic al caracteristicii, iar datele obținute vor fi centralizate în tabelul urmator:

Tabel 3.8.2 valori pentru primul arc diafragmă

Tabel 3.8.3 valori pentru al doilea arc diafragmă

Capitolul IV. Mentenanța ambreiajului dublu uscat

Ambreiajul este un element intens solicitat, atât terminc cât și mecanic Datorită cuplărilor și decuplărilor repetate apare o puternică forță de încalzire a discurilor.În timpul exploatării, discurile de fricțiune se uzează anulând jocul între pârghiile de debreiere și rulmentul de presiune, astfel ambreiajul începe să patineze cea ce duce la creșteri de temperature inadmisibile.

4.1 Verificări, reglaje și operațiuni de întreținere a ambreiajului

Verificarea ambreiajului presupune: cuplarea lină (fără șocuri), gradul de patinare, momentul maxim transmis, regimul de temperatură în timpul funcționării si uzura garniturilor de frecare.Verificarea decuplării complete a ambreiajului se face cu automobilul aflat in staționare cu motorul în funcțiune. Verificarea tensiunii arcurilor de readucere de la pedală și cilindrul de debraiere, se face la 10.000 km.

Operațiuni de întreținere:

Tabel 4.1.1

Elementele afectate de uzare:

Uzarea gaurii de centrare se constată prin verificare cu un calibru-tampon; recondiționarea constă în majorarea prin găurire, alezarea și folosirea unui știft de centrare la cota corespunzatoare .

Uzarea locașului pentru bolțuri cu cap sferic se constată vizual și se masoară cu un calibru vergia. Recondiționarea constă într-o rectificare sferică a locașului la cota de reparație, folosindu-se bolț sferic la cota majorată .

Uzarea suprafeței de fixare a manșonului de declupare se măsoară cu un calibru-tampon ; recondiționarea constă în rectificarea plană a ambelor suprafețe și folosirea a doua șaibe compensatoare .

Uzarea locașurilor pentru bolțurile de ghidare se stabilește vizual și se măsoară cu un calibru-tampon .Recondiționarea constă în alezarea și folosirea de bolțuri majorate .

Uzarea suprafețelor laterale în zona de contact se masoară cu șublerul; recondiționarea constă în frezarea ambelor suprafețe, respectând cota minimă dată de producator și folosirea a două șaibe compensatoare cu grosimea de 0,500-0,525 mm.

Uzarea suprafețelor laterale de ghidare în carcasă se măsoară cu șublerul ; suprafețele uzate se încarcă cu sudură oxiacetilenică, apoi se ajustează prin frezare la cota nominală .

Uzarea găurilor pentru niturile garniturilor de frecare se stabilește cu ajutorul unui calibru –tampon iar înlăturarea defectului se face prin introducerea unor nituri noi, care să refuleze până la umplerea găurilor.

Uzarea accentuată a gărniturilor de frecare se datorează utilizării necorespunzătoare sau îndelungate a ambreiajului. Garniturile se măsoară cu șublerul și cele uzate peste limita admisă se înlocuiesc .