Să se proiecteze un tractor 4×4 echipat cu un m.a.c. cu puterea nominală P n45 [611512]
1
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRAȘOV
FACULTATEA DE INGINERIE MECANICĂ
Program de studii Autovehicule Rutiere
PROIECT DE DIPLOMA
Să se proiecteze un tractor 4×4 echipat cu un m.a.c. cu puterea nominală P n=45
kW și turația nominală n n=2100 ro t/min, cu 9+3 trepte, cu priză de putere
independentă și sincronă.
Coordonator:
Prof. dr. ing. NĂSTĂSOIU MIRCEA
Absolvent: [anonimizat]
2016
2
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
3
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Rezumatul proiectului de diplomă:
În cadrul temei de proiect se urmărește proiectarea unui încărc ător frontal
destinat lucrărilor de gospodărie comunală, fiind abordate principalele probleme
legate de construcția și funcționarea acestuia: constucția și funcționarea,
determinarea principalilor parametrii, calculul principalelor mecanisme si
echipamente de lucru , analiza modului de lucru a echipamentului de lucru și
calculul productivității.
Pentru realizarea proiectului s -a luat ca produs de referință un tractor
echipat cu un motor cu aprindere prin comprimare cu putere nominala Pn=45
kW și o turație nominală nn=2100 rot/min, echipat cu o cutie de viteze în 9+3
trepte.
În a doua parte a t emei de proiect s -a urmărit trasarea caracteristicii
teoretice de tracțiune a tractorului, realizarea schemei cinematice, modelarea
matematică a caracteristicii externe a motorului. Determinarea pe cale analitică
a randamentului de tracțiune a tractorului , determinarea consumului specific de
combustibil, a vitezelor și a puterii necesare tractorului urmând a fi trasate
grafic prin metoda grafoanalitică a cracteristicii de tracțiune.
4
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Summary
Under the theme of the project we aim to pro ject a front loader for public
work focusing on the main problems based on construction and functionality of
front loader, determination the main parametres, calculate the main mechanisms
and main wor k equipment, analysis of the work equipment and calcu late
productivity.
For the project was taken as a reference product a tractor equipped with
an engine with compression ignition with nominal power Pn = 45 kW and a
rated speed nn = 2100 rev / min, equipped with a gearbox 9 + 3 steps.
In the second par t of the project i was focused on drawing the theoretical
traction characteristic of the tractor, achieving cinematic scheme ,mathematical
modeling of the external engine characteristic . Analytically det ermining yield
traction tractor, determining specifi c fuel consumption, speed and power
required of the tractor an then going to draw grafic by graphoanalytical method.
5
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Cuprins
INTRODUCERE ………………………….. ………………………….. ………………………….. .. 7
Noțiuni introductive ………………………….. ………………………….. ………………………….. ……………. 7
Dezvoltarea industriei de tractoare în România ………………………….. ………………………….. .. .10
CAPITOLUL 1 Mașini pentru săparea și transportul pământurilor ………………. 12
1.1 Buldozere. …………………………………………………………………………………………… 12
1.2 Construcția buldozerelor ……. ………………………………………… ……………………….13
1.3 Calculul rezistențelor la săpare și determinarea puterii necesare tractorului de
bază….. …………………………………………………………………………… …………………….16
CAPITOLUL 2 Încărcătoare cu o cupă ………………………….. ………………………… 19
2.1 Generalită ți……………………. …………………………. …………………… ………………. ……19
2.2 Construcția și funcționarea încărcătoarelor cu o cupă………………………. ……….. 23
2.3 Determinarea principalilor parametrii ai încărcătoarelor cu o cupă……………… 30
2.4 Calculul mecanismelor de acționare a echipamen tului de lucru …………………..32
2.4.1Calculul mecanismului de basculare a cupei………………………….. ………….32
2.4.2 Calculul mecanismului de ridicare a echi pamentului de lucru……….. ……33
2.5 Ipoteze de calcul al echipamentu lui de lucru……………………………………….. ……34
2.6 Calculul productivi tății încărcătoarelor cu o cupă………………………….. ………….36
CAPITOLUL 3 Priza de putere ………………………….. ………………………….. ………. 36
3.1 Rolul si clasificarea prizelor de putere…………………………………………………… …….36
3.2 Parametrii constructivi și funcționali ai prizelor de putere ………………. ………….43
CAPITOLUL 4 Alegerea schemei cinematice ………………………….. ………………. 49
CAPITOLUL 5 Caracteristica teoretică de tracțiune a tractoarelor cu transmisie
mecanică ………………………….. ………………………….. ………………………….. …………. 51
5.1 Definirea caracteristicii de tracțiune ……………………………………………………………..51
5.2 Modelarea matematică a caracteristicii externe a motorului de tractor…… ……….52
5.3 Determinarea forței motoare și a forței de tracțiune……………………………………….. 57
5.4 Modelarea matematică a interacțiunii mecanismulu i de propulsie cu solul…… …..57
6
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
5.5 Determinarea vitezei reale de deplasare a tractor ului…………………….. ………….. ….62
5.6 Determinarea puterii de tracțiune…………………………………………………… …….. …….63
5.7 Determinarea consumului specific de combustibil , raportat la puterea de
tracțiune…………………………………………………………………………………………………. ….63
5.8 Determinarea pe cale analitică a randamentului de tra cțiune a tractorului……..64
5.9 A legerea și determinarea vitezelor tractorului ………………………………….. ……….65
5.10 Determinarea greutății tractorului…………………………………………… ……………… 68
5.10.1 Determin area greutății constructive…………………………………………….. ……….68
5.10.2 Determinarea greutății de exploatare……………. …………………………………. …..69
5.11 Metoda grafoanalitică de trasare a caracterist icii teoretice de tracțiune……… ..71
5.12 Calculul de tracțiune………………………………………………………………………. …….72
CAPITOLUL 6 PROIECTAREA AMBREIAJULUI PRINCIPAL……………………………. ……78
6.1 Rolul și condițiile impuse ambreiajelor…………………………………….. ……………… 79
6.2 Procesul de demarare al tractorului……………………………………………………. …….80
6.3 Ambreiaje cu fricțiune normal cuplate cu două fluxuri de putere…………. ……..86
6.4 Calculul ambreiajului tractorului………………………………………………… ……… …..89
6.4.1 Calculul discurilor ambreiajului………………………………………………….. ……….89
6.4.2 Verificarea ambreiajului la uzură și la încălzire………………………………… ……92
6.4.3 Calculul arcurilor de presiune….. ………………………………………………. ………….95
6.4.4 Calculul arborelui ambreiajului…………………………………………… ………………. 98
6.4.5 Calculul discurilor ambreiajului…………………………….. ……………. …………….. 100
6.4.6 Calculul presiunii speficice pe suprafețele de frecare…………………… ……… ..102
6.4.7 Calculul mecanismului de acționare a ambreiajului………………………… …….103
CONCLUZII…………………………………………….. …………………………………… ……………. ……….. 105
Bibliografie………………………………………………………………………………. ………………………. …..106
7
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
INTRODUCERE
Noțiuni introducti ve
Tractorul este un autovehicul pe roți sau pe șenile destinat să execute diferite operații
tehnologice cu ajutorul utilajelor și mașinilor purtate, semipurtate sau remorcate. Poate servi
ca sursă de putere pentru antrenarea unor mașini și utilaje stați onare,utilizate în special
înagricultură. Este, de asemenea, utilizat în construcții, amenajări funciare, exploatări
forestiere și
miniere, în transporturi.
Înainte de a ajunge la perfecționarea tehnică actuală, tractorul a parcurs un drum de
dezvoltare lu ng și complex, fiind rezultatul unui întreg proces evolutiv al tehnicii. Momentul
apariției tractorului este strâns legat de descoperirea și perfecționarea mașinii cu abur și a
motoarelor cu ardere internă. Primele tractoare pe roți cu motor cu abur au apă rut în Anglia și
Franța, în deceniul al patrulea, al secoluluial XIX -lea și au fost folosite în armată și
transporturi.
Originea cuvântului tractor vine din limba latină („ tractare”, „a trage”). Primul tractor
a fost cu aburi construit in anul 1849, iar d e-a lungul timpului a fost perfecționat și folosit în
agricultura, construcții și multe alte domenii.
8
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
În 1876 germanul Nicolaus Otto construiește motorul cu ardere internă. În 1890 se
trece la construirea pe scară largă a motorului cu ardere internă. Jo hn Freelich construiește în
1891 primul tractor echipat cu un motor Otto. Fiind prima mașină care încorporează
elementele esențiale ale unui tractor:
– motor cu combustie internă,
– transmisie,
– ambreiaj,
– inversor de direcție,
– bară de tracțiune.
Începand cu anul 1900 a fost introdus termenul de „tractor”. Acesta se referee la un
motor de vechiul autopropulsat cu petrol. Termenul s -a generalizat și este folosit în toate
țarile de limbă engleza, latină și slavă.
În anul 1912, societatea Hanom ag din Hanovra -Linden, Germania își îndreaptă
activitatea spre mecanizarea agriculturii printr -un tractor pentru arat, greu. Profitând de
experiența câștigată din construcția de tehnică de luptă, construiește în anul 1919 un tractor
cu transmisie pe lanțur i cu motor de 20CP.
Tractor marca Hanomag
9
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Primul șasiu monobloc, din tablă va fi construit în 1913 de firma Walliss, urmându -i
în 1917 Ford, prin adaptarea șasiului monobloc din fontă turnată.
Anul 1920 constituie începutul perioadei tractoa relor polivalente. Tractorul acestor ani
posedă cea mai mare parte a caracteristicilor tractoarelor actuale:
– piesele supuse uzurii sunt interschimbabile
– ungere forțată
– transmisie cu baie de ulei
– cutie de viteze cu mai multe trepte
– racirea motorului cu apă
– filtru pentru aer
– lagăre antifricțiune
– priză de putere
– motoare cu turație ridicată
– frâna
– mecanism de direcție
Tractor marca Wallis
La jumătatea acestui secol au început să se folosească în agricultură, mai întâi pentru
antrenarea batozelor și apoi, au trecut la înlocuirea tracțiunii cu animale a uneltelor de
pregătire a solului, de semănat, de recoltat .
Către sfârșitul secolului al XIX -lea și începutul secolului al XX -lea au început să se
construiască tractoare cu motoare cu combustie internă(de exempl u firma lui Hart Parr,în
S.U.A., tractorul lui Mamin în Rusia).
10
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Astfel, în primăvara anului 1908 fermierii din S.U.A. posedau circa 300 tractoare agricole, în
1909 circa 600, iar în 1910 se utilizau peste 2000 de tractoare.
Tractor IAR -22
Dezvoltarea i ndustriei de tractoare în România
În timpul regimului burghezo -moșieresc, țara noastra, deși dispunea de resurse
material bogate, nu a produs tractoare, socotindu -se că existent unei asemenea industrii este
justificată numa în țarile puternic industrializ ate. Această stare de lucruri a avut repercusiuni
asupra agriculturii. Pentru numărul mic de tractoare, ce erau importate de diferiți propietari
de moșii sau întreprinderi, au existat mici ateliere de întreținere și reparații.
La sfarșitul celui de al doil ea război mondial, agricultura țarii noastre avea un grad de
mecanizare foarte scăzut, marea majoritate a gospodăriilor agricole fiind lipsite de utilae și
instalații agricole.
Primul tractor românesc a fost IAR -22 dar acesta a corespuns doar partial încep utului
de mecanizare a agriculturii, deoarece având forța de tracțiune la cârlig redusă, nu puteau să
execute în bune condiții principalele lucrări agricole.
În anul 1951 a început fabricația în serie a tractorului pe senile KD -32 cu destinație
generală. T ractorul pe KD -35 realiza 5 viteze pentru mersul înainte, cuprinse între 3,81 si
9,11 km/h și era echipat cu un motor Diesel în 4 timpi, cu 4 cilindri în linie, ce avea puterea
nominal de 27,2 KW (37 CP) la 1400 rot/min. Consumul specific de combustibil er a mai
redus fața de tractoarele IAR -22, asigurând o însemnată economie de combustibil.
11
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Un pas important în dezvoltarea industriei românești de tractoare l -a constituit
trecerea în anul 1963 la fabricarea în serie a tractoarelor universal pe roti U -650, des tinate să
execute majoritatea lucrărilor agricole, precum și lucrările de transport.
Tractoarele românești s -au impus pe piața international datorită performanțelor și
calității lor superioare fiind omologate și atribuindu -li-se certificate de calitate de către
instituții specializate bine cunoscute din diferite țari.
Tractor U 650
12
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Capitolul 1
Mașini pentru săparea și transportul pământurilor
Necesitatea săpării pământurilor la adâncimi relativ mici (10…30 cm ), a transportului
pământului să pat la distanțe nu prea mari (50…500 m ) și a nivelării pământurilor și
nerentabilitatea folosirii excavatoarelor la asemenea lucrări, au determinat contruirea unor
mașini care să corespundă acestor necesități. Din aceasă categorie fac parte bu ldozerele,
autogrederele și screperele.
La această grupă de mașini poti fi adăugate și sacrificatoarele, care realizează
afânarea prealabilă a pământurilor tari, precum și încărcătoarele cu o cupă, care pot executa
săparea și încărcarea pământului săpat î n vehicule de transport.
Avantajul principal al mașinilor de săpat, nivelat și transportat constă în faptul că pot
efectua singure o serie de lucrări terasiere. Astfel, buldozerele pot fi folosite la săparea
pământurilor de grosimi de 10…30 cm, la nive larea terenurilor și la transportul pământului
săpat până la 100 m, autogrederele la săparea pământurilor de grosimi de 10…20 cm și
deplasarea laterală a acestora, sau la lucrări de nivelare a terenurilor orizontale și a
taluzurilor, screperele la săparea pământurilor și la transportul acestora până la 500 m
(screpere remorcate de tractoare pe șenile) sau chiar până la 3000 m (screpere autopropulsate
sau remorcate de tractoare pe roți cu pneuri).
Pe lângă avantajele prezentate, mașinile de săpat, nivelat ș i transportat au și o serie de
dezavantaje. Astfel, autogrederele și screperele nu pot fi folosite la lucrări în pământuri
stâncoase sau înghețate, sau îm pământuri care conțin bolovani. De asemenea, pământurile de
categoia III și IV trebuie să fie scarifi cate înainte de a fi săpate cu aceste mașini.
1.1 Buldozere
Buldozerele sunt echipamente de lucru montate la partea din față a unor tractoare.
Pe lângă faptul că sunt utilizate la lucrări de săpat, nivelat și transportat buldozerele
mai pot fi întrebuințate la astuparea șanțurilor, la repartizarea zăpezii, la doborârea copacilor
și la scoaterea rădăcinilor.
După echipamentul de deplasare, buldozerele pot fi pe roți cu pneuri (pe tractoare cu
roți cu pneuri) sau pe șenile.
13
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
După posibilitatea de manevrare a lamei în plan orizontal, buldozerele pot fi cu lamă
fixă sau cu lamă orientabilă. La buldozerele cu lamă fixă, lama are tot timpul o poziție
perpendiculară pe direcția de deplasare a mașinii. La buldozerele cu lamă orientabilă lama
poate fi așezata fie perpedicular, fie sub un unghi de 60 … în ambele părți față de axa
longitudinală a mașinii.
1.2 Contrucția buldozerelor
În figurile 1.1 și 1.2 sunt date schemele contructive ale unor buldozere pe roți cu
pneuri, iar în figurile 1.3, 1.4 si 1.5, ale un or buldozere pe șenile.Toate aceste scheme se
întâlnesc la diferite modele de buldozere executate la noi în țară, montate pe tractoarele U –
650 (fig. 1.1), pe tractorul pe pneuri de 360 CP (fig. 1.2), pe tractorul S -650 (fig. 1.3), pe
tractorul S -1500 (fig. 1.4) și pe tractorul S -1800 (fig. 1.5).
Buldozerul în ansamblu este alcătuit în principat din tractorul de bază și echipamentul
de lucru. Echipamentul de lucru la rândul lui este compus din lamă ( fixă sau orientabilă) și
cadru. Partea posterioară a cadr ului echipamentului de lucru este montată articulat la șasiul
tractorulu ( fig. 1.1 și 1.2) sau la cadrul șenilor (fig. 1.3, 1.4, 1.5). Partea anterioară a
echipamentului poate fi ridicată sau coborâtă cu ajutorul a doi cilindri hidraulici cu dublă
acțiune .
1. tractorul de baz ă;
2. lamă;
3. cadrul echipamentului de
lucru;
4. cilindrii hidraulici de ridicare;
5. pârghii auxiliare;
6. articulația de prindere a
cadrului 3 la tractorul 1
Fig. 1.1Buldozer de 45…65 CP pe roți cu pneuri ;
La buldozerele de putere până la 65 C P pe șenile, cilindrii de ridicare a
echipamentului de lucru sunt fixațo articulat la cadrul șenilelor (fig. 1.3), ceea ce simplifică
construcția mașinii în ansamblu.
14
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
La buldozerele de putere mai mare (fig. 1.4) cilindrii de ridicare sunt fixați de regu lă
la partea din față a motorului, la distanță maximă de articulațoa de prindere a cadrului
echipamentului de tractor, ceea ce duce la micșorarea forțelor necesare la mecanismul de
ridicare. În cazurile în care sunt necesare înălțimi mai mari de ridicare a le lamei, pentru
doborârea copacilor sau a unor clădiri vechi etc., cilindrii hidraulici sunt amplasați mai în
spate (fig. 1.5) și acționează echipamentul de lucru prin intermediul unor tije și al unor
pârghii auxiliare.
Fig. 1.2 a) Buldozer de mare put ere pe roți cu pneuri:
1. tractorul de bază cu șasiu articulat
2. lamă
3. cadrul echipamentului
4. cilindrii hidraulici de ridicare
5. articulația de prindere a cadrului echipamentului la tractor
6. articu lația șasiului
b)
Fig. 1.2 b) Buldozer d e mare putere pe roți cu pneuri
15
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
a-schemă de principiu; b -ansamblul buldozerului de 360 CP
1.3Schema contructivă a buldozerului montat pe tractorul S -1300
1. Tractorul de bază
2. Lamă
3. Cadrul principal al echipamentului de lucru
4. Cilindrul de ridicare
5. Cadru auxiliar pentru modificar ea poziției lamei în plan orizontal
Fig. 1.4. Schema constructivă a buldozerului montat pe tractorul S -1500;
16
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
1. Tractorul de bază
2. Lamă
3. Cadrul principal al echipamentului de lucru
4. Cilindru de ridicare
5. Cadru auxiliar pentru modificarea poziție lamei în pl anul orizontal
Fig. 1.5. Schema constructivă a buldozerului montat pe tractorul S -1800;
1. Tractor
2. Lamă
3. Cadru
4. Mecanism de ridicare a echipamentului
1.3 Calculul rezistențelor la săpare și determinarea puterii necesare
tractorului de bază
Puterea nec esară acționării tractorului de bază se calculează cu relația:
=
[kW]
unde
W este rezistența totală care se opune deplasării mașinii în timpul lucrului, în daN;
– viteza de deplasare a mașinii în timpul lucrului, în km/h;
– randamentul mecanismului de deplasare.
17
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Rezistența totală W se calculează cu formula:
W= +
Unde reprezintă rezistența la deplasare a mașinii
– .
Dar rezistența la deplasare se determin ă cu relația:
=( + )(
Unde
– greutatea tractorului de bază;
– greutatea echipamentului de lucru;
f – coeficientul de rezistență la deplasare (f=0,12…0,25);
– unghiul de înclinare a terenului
Fig. 1.6. Schema pentru calculul rezistențelor la săpare la buldozere.
În cazul general al lamelor suspendate, orientabile în plan orizontal și înclinabile în
plan vertical (fig. 1.6), se utilizează în practică metode aproximative de calcul al rezistenței la
săparea pământului – . Se consideră că aceasta depinde de rezistența la tăiere a pământului
– și de rezistențele la deplasare ale prismei după direcția de lucru – , în lungul lamei –
și în susul acesteia – .
Rezultă că rezist ența la săpare poate fi calculată cu formula:
= + + +
18
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Se admite ca lama de lungime l și înălțime H execută săparea unei brazde de pământ
de grosime medie și că în fața lamei s -a format o prismă de pământ, care spre sfâ rșitul
săpării are valoare maximă. Se notează cu -unghiul în plan format de direcția lamei și axa
longitudinală a mașinii (unghiul de atac), cu γ – unghiul de săpare, cu δ – unghiul de frecare
interioară a pământul ui săpat și cu µ si – coeficienții de frecare dintre pământ și teren,
respectiv dintre pământ și lamă. În calcule se neglijează curbura lamei.
Rezistența la tăiere a pământului se calculează cu relația:
= k’·b·
Unde
este grosimea medie a brazdei în cazul unei secțiuni trapezoidale;
b – lățimea brazdei săpate;
k’ – rezistența speficiă la tăiere.
Valorile rezistențelor specifice la tăiere k’ , pentru acest caz sunt date în tabelul 1.1.
Categoria pământului Valorile lui k’
în daN/ în N/
I 2500…3000 25000…30000
II 4000…6000 40000…60000
III 6000…12000 60000…120000
Lățimea brazdei săpate b este determinată de lungimea l a lamei și de unghiul de
atac al acesteia (unghiul dintre direcția lamei în plan și direcția săpăr ii). Deci
b= l·sin
Componenta se determină cu relația:
= ·µ·sin
Unde reprezintă greutatea prismei de pământ formată în fața lamei spre sfârșitul perioadei
de săpare, iar µ – coeficientul de frecare dintre pământul săpat și teren (µ= 0,6…0,8).
19
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
CAPITOLUL 2
Încărcătoare cu o cupă
2.1 Generalități
Încărcătoarele sunt mașini de construcții utilizate la încărcarea materialelor pulverulente,
fracțiunilor mărunte sau rocilor explodate din cariere și descărcarea acestora în mijloace de
transport sau în buncăre. În ultimul timp ele sunt utilizate frecvent la sărarea straturilor de
pământ și descărcarea acestora în mijloace de transport, sau la transportarea lor la distanțe nu
prea mari și descărcarea în grămadă. Pot avea echipamente de schi mb pentru încărcarea
buștenilor sau pentru încărcarea materialelor în bucăți.
Pe tractoarele agricole pe roți se monteaza incarcatoarele frontale, acestea sunt
echipamente simple și ieftine destinate executarii unor lucrări de materii compacte (balotate,
ambalate, paletizate, containerizate, etc) cat si a materialelor vărsate, (pământ, nisip, gunoi de
grajd, semințe, furaje, etc). Utilizarea acestor incaracatoare frontale se face la lucrări de
încărcare -descărcare atât în agricultură cât și în alte domenii economice (gospodărie
comunală, silvicultură, construcții, etc),ele fiind echipate corespunzator cu organe de lucru :
cupe (de diferite forme), furci, palete, cârlige, etc.
Fig. 2.1. Distribuția calitativă a încărcătoarelor mobile (pe roți) în funcție de
ridicare și distanța de descărcare a sarcinilor
20
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
În ultima perioada in agricultură se folosesc și alte tipuri de utilaje de încărcare
manipulare și descărcare pentru materiale (de exemplu, încărcătoare pe roți, încărcătoare
telescopice, încărcătoare stivui toare),încărcătoarele frontale montate pe tractoarele agricole
universale sunt cele mai răspândite deoarece sursa energetică de bază din agricultură o
reprezintă tractorul.
În figura 2.1. sunt prezentate comparativ domeniile de utilizare ale încărcătoarel or
mobile pe roți , în funcție de distanța de manevrare pe orizontală a sarcinii și de înălțimea
de ridicare. Încărcătoarele stivuitoare asigură înălțimi de ridicare relativ mari, însă distanța
de deplasare (pe orizontală) a sarcinii, cu încărcătorul în st aționare , este practic nulă, cu
excepția unei mișcări de rotație mici a sarcinii realizată împreună cu furca (platforma) de
ridicare. Din figura 1 rezultă că , încărcătoarele frontale montate pe tractor sunt plasate în
domeniul mediu în ceea ce privește î nălțimea de ridicare si distanța de deplasare a sarcinii
pe orizontală.Înalțimile cele mai mari și distanțele de manevrare ale sarcinilor le asigură
însă încărcătoarele cu graifer si încărcătoarele telescopice.
Perfecționarea atât funcțională cât și constr uctivă a tractoarelor agricole universale pe
roți ce se obține prin creșterea puterii motoarelor generalizarea tracțiunii integrale (toate
roțile motoare),dotarea cu instalații hidraulice cu puteri mărite si prevăzute cu sisteme de
comandă si control moder nizate precum și creșterea gradului de confort la conducerea și
comanda tractorului, , au permis realizarea unor încărcătoare frontale cu performanțe
constructive si funcționale ridicate.Dotarea încărcătoarelor cu organe de încărcare cu
diferite forme cons tructive și cu diferite funcții a dus la realizarea încărcării și manevrării
marii majorității a materialelor din agricultură, atât a celor sub formă vărsată cât si sub
formă compactă sau ambalată.
Încărcătoarele frontale ce sunt montate pe tractoarele agr icole pe roți de putere medie
și mare îndeplinesc în prezent sarcini de ridicare care depășesc 20kN(cu mase peste 2000
kg). Încărcătoarele frontale în mod normal se montează pe tractoarele agricole universale cu
puteri de pana la 75 kw,având o tendință de creștere a acestei puteri până la 100 kw.
Încărcătoarele cu puteri peste 100 kw sunt și ele comercializate,dar sunt relativ scumpe.De
aceea pentru sarcini mari de ridicare se recomandă folosirea unor încărcătoare
spcializate,având si unele avantaje economi ce.
21
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Fig. 2.2. Dependența puterii motorului tractorului de sarcină (capacitate) de ridicare a cupei
Fig 2.3. Dependența masei totale a sistemului tractor -încărcător de sarcina (capacitatea) de
ridicare a cupei
Organele de lucru ale încărcătoarelor fron tale,realizează o sarcină de ridicare ce
depinde direct de puterea motorului ce echipează tractorul. Prelucrarea statistică a datelor
tehnice ale încărcătoarelor frontale realizate de firme recunocute pe plan mondial, s -a
stabilit o dependență între putere a motorului tractorului și sarcina de ridicare a cupei
încărcătorului (fig. 2.2). Valoarea medie a dependenței este data de linia plină,iar liniile
întrerupte reprezintă abaterile (± 15%) față de valoarea medie.Analizând curba de variație a
valorilor medi i (linia plină) rezultă că pentru creșterea sarcinii (capacității) de ridicare a
22
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
cupei încărcătorului cu 1000 kg (1 tonă) este necesară o creștere a puterii motorului de circa
29,5 kw.
Creșterea presiunii de apăsare a pneurilor roților pe sol (drum) nu tr ebuie sa
depașească limita de 300 kPa (3 bar),atunci când greutatea totală a tractorului cumprinde și
încărcătorul frontal.În acest sens roțile tractorului trebuie sa fie echipate cu pneuri cu o
capacitate portantă adecvată, pentru a se asigura o bună de t recere a tractorului pe terenurile
agricole. Dependența dintre masa totală a sistemului tractor -încărcător și sarcina (masa) de
ridicare a cupei este prezentată în figura 2.3.Linia plină definește valoarea medie a
dependenței, liniile întrerupte reprezintă abaterile (± 15%) fomeniul de variație față de
valoarea medie.Analizând curba de variație a valorilor medii (linia plină) rezultă că pentru
creșterea cu 500 kg (0,5 tone) a capacității de ridicare a încărcătorului, masa totală a
sistemului crește cu circa 1760 kg.
O particularitate a încărcătoarelor frontale este dată de dependența dintre puterea
motorului și volumul cupei montate pe brațul încărcătorului. În figura 2.4 se prezintă
dependența puterii motorului de volumul cupei încărcătorului ce se conside ra a fi încărcată
cu material standard (material cu densitatea standard, de 1600 kg/ ).
Fig. 2.4. Dependența puterii motorului tractorului de volumul cupei încărcătorului (pentru
densitatea standard a motorului de de 1600 kg/ )
23
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Linia plină r eprezintă valoarea medie a dependenței puterii motorului de volumul
cupei, iar abaterile de ( ± 15%) față de valorile medii sunt limitate de liniile întrerupte. În
urma analizei graficului a rezultat că la creșterea volumului cupei standard cu 0,2
puterea motorului tractorului crește cu circa 10,5 kW.
Încărcătoarele cu o cupă pot fi clasificate după mai multe criterii.
După sistemul de deplasare se deosebesc încarcătoare pe roți cu pneuri și
încărcătoare pe șenile. Încărcatoarele pe roți sunt mai mobile, dar încărcătoarele
pe șenile au aderență și stabilitate mai mare.
După construcția șasiului pot fi: încărcătoare cu șasiu rigid și un șasiu articulat.
Încarcătoarele cu șasiu rigid sunt mai simple, dar cele cu șasiu articulat sunt mai
ușor de mane vrat, se înscriu în curbe cu raze mult mai mici și în consectință au un
ciclu de lucru mai redus, deci realizează productivități mai mari.
2.2 Construcția și funcționarea încărcătoarelor cu o cupă
În prezent producerea încărcătoarelor frontale este desfăș urată de mai multe firme
specializate și firme constructoare de tractoare ce sunt destinate majorității tipurilor de
tractoare fabricate în prezent pe plan internațional. Executarea încărcătoarelor frontale se
realizează în diverse variante constructive și funcționale,începând de la comanda și controlul
integral hidraulic sau electrohidraulic a acționării organelor de lucru și a realizării altor
procese (amortizarea vibrațiilor, automatizarea unor operații funcționale și de mișcare,
siguranța la răsturnare, etc,până la cele cu comandă mecanică simplă (cu zăvor) a descărcării
cupei.
În figura 2. 5se dă vederea de ansamblu a unui încărcător pe roti cu pneuri, iar în figura
2.6 cea a unuia pe șenile.
Încărcătorul cu o cupă este alcătuit din mașina de bază și ech ipamentul de lucru.
Echipamentul de lucru (fig. 2. 7) este alcătuit din cupa 1 și cadrul de susținere a cupei 2.
Cilindrii hidraulici 3 asigură manevrarea pe vertical a întregului echipament, iar cilindrii 4
(unul sau doi) – bascularea cupei.
24
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Fig. 2.5 Încărcător cu o cupă pe roți cu pneuri
Fig. 2.6 Încărcător cu o cupă pe șenile
Încărcătoarele frontale destinate tractoarelor sunt alcătuite dintr -un braț de ridicare 1
(fig.2.7.), ce este montat articulat pe corpul tractorului prin intermediul unui suport 2. Brațul
oscilează în plan longitudinal -vertical cu ajutorul cilindrilor hidraulici 3 (câte unul pe fiecare
parte). Organul de lucru (cupa) 4 se montează la capătul brațului 1, descărcarea materialelor
făcându -se prin rotirea (bascularea) organului de lu cru 4 (cu unghiul α), prin intermediul
cilindrului hidraulic 5. Pentru asigurarea stabilității longitudinale (în lucru si deplasare) a
sistemului tractor -încărcător, pe mecanismul de suspendare din spate al tractorului se
montează, în consolă, o contragreu tate 6.
25
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Fig. 2.7 Schema constructivă și parametrii funcționali de bază ai încărcătorului frontal
Pentru protecția părții frontale a tractoarelor de eventuale contacte (loviri) cu cu
pereții benelor mijloacelor de transport sau ca urmare a căderii de mat eriale din organele de
lucru, în partea frontală a tractorului se montează un scut (apărătoare) 7. Între vârful
organului de lucru rotit cu unghiul α și partea cea mai din față (partea frontală) a tractorului
pentru descărcarea materialului există o distan ță C determinată,denumită distanță de
descărcare,valoarea căreia depinde de construcția tractorului utilizat (C=0,5…0,9 m).
În cazul în care la brațul încărcătorului se montează ca și organ de lucru o lamă de
săpare (lamă ușoară de buldozer), încărcătoru l frontal poate fi folosit și la lucrări de săpare
superficială a solului pe o adâncime cuprinsă în limitele: D=10…20 cm.
Un încărcător frontal are o caractersitică importantă,ce este reprezentată de înălțimea
A de ridicare a sarcinii, ce descrie distanț a dintre suprafața terenului și punctul de articulație
(de rotație) a organului de lucru în poziție maximă de ridicare a brațului (A=2,5…3,5 m).
După încărcarea cu material, organul de lucru (cupa) se rotește cu un unghi mic β,
(spre brațul încărcătorulu i) pentru a evita căderea materialului în timpul ridicării cupei
încărcate și transportului până la locul de descărcare.
Organele de lucru să nu își modifice înclinarea (deoarece apare pericolul alunecării și
căderii materialului încărcat) la ridicarea bra țului încărcătorului este necesară asigurarea unei
mișcări plan -paralele a organului de ridicare (cupei) în procesul ridicării. Asigurarea mișcării
plan-paralele se face cu un mecanism paralelogram mecanic, combinat cu un cilindru
26
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
hidraulic 5, care comandă și rotirea cupei 4 ( cu unghiurile α și β menționate in fig.1.5.).
Rotirea brațului 1 al încărcătorului se face cu cilindrul hidraulic de bază 2.
Mișcarea plan -paralelă se poate realiza și automat, pe cale hidraulică, prin
modificarea corespunzătoare a lu ngimii cilindrului hidraulic 5 alcupei, în funcție de lungimea
cilindrului 3 de ridicare a brațului (prin transferul corespunzător de lichid între camerele de
lucru ale cilindrului cupei 5 si al cilindrului de ridicare 3.
Fig. 2.8 Forme constructive de b ază pentru brațele încărcătoarelor frontale
Brațele încărcătoarelor (fig. 2.8) sunt construite de regulă, din două lonjeroane (câte
unul pe fiecare parte a tractorului), unite între ele cu bare transversale (tranverse). La un capăt
brațul are două lagăre pe ntru montarea în bolțurile de oscilație plasate pe suportul fixat pe
corpul tractorului iar la celălalt capăt este prevăzut cu ochiuri sau cârlige de montare
(cuplare) a organelor de lucru. Lonjeroanele brațului pot fi realizate din vedere constructiv
din țeavă deformată (fig. 2.8.a), din profile tubulare (cu secțiune dreptunghiulară) în
construcție sudată (fig. 2.8.b) sau sub formă de grindă cu zăbrele (fig. 2.8.c). Cele mai
răspândite tipuri de brațe de ridicare utilizate la construcțiile actuale de încăr cătoare frontale,
sunt cele de construcție studiată (fig. 2.8.b), care în general, au masa cuprinsă în limitele
500…600 kg.
27
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Fig. 2.9 Sisteme de montare (cuplare) rapidă la tractor a încărcătoarelor frontale
Sistemele de montare (cuplare) a brațelor în cărcătoarelor la corpul tractorului sunt
alcătuite din elemente constructive care permit cuplarea și decuplarea ușoară și rapidă a
brațului si asigurarea (zăvorârea) acestei legături. . În cazul în care pe tractor nu se monteaza
încărcătorul frontal, acest e sisteme trebuie să permită decuplarea rapidă și ușoară a brațului
de la consolele existente pe tractor și sprijinirea (rezemarea) brațului după demontare pe un
suport stabil. În figura 2.9 sunt prezentate două sisteme de bază utilizate pentru montarea
brațelor încărcătorului.
-în cazul sistemului A (fig. 2.9.a), brațul 1 al încărcătorului se montează pe corpul tractor cu
ajutorul unei console 5 (fixată pe corpul tractorului) și a unei rame de legătură 6 (fixată pe
brațul încărcătorului 2). În vederea cup lării, tractorul se deplasează spre brațul 1 al
încărcătorului (poz. 1) până când bolțurile de cuplare existente pe rama de legătură 6 intră în
cârligele consolei 5 (montată pe corpul tractorului). După cuplare se produce fixarea
(zăvorârea) automată a bol țului în cârligele de cuplare.
-în cazul sistemului B (fig. 2.9.b), pe tractor găsim fixate doar elementele de cuplare
(cârligele) 5, iar rama de legătură cu cârligele este realizată sub forma unei console 6,
montată la brațul încărcătorului. În acest c az, după demontare pe tractor rămân în permanență
doar cele 4 elemente (cârlige) de cuplare 5 (câte două pe fiecare parte).
28
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Există diferite variante de realizare a echipamentului de lucru( fig 2. 10, a b c d e ).
Astefel, se poate efectua bascularea cupei c u o singură pârghie ( într -o singură treaptă), așa
cum se prezintă în figurile 2. 10 (a,b,c) sau cu două pârghii (în două trepte) , așa cum se vede
în figurile 2. 10 (d,e).Sistemele în două trepte sunt ceva mai complicate dar asigură unghiuri
mai mari de bas culare a cupei, la curse relative mici ale cilindrilor hidraulici. În ambele
cazuri cilindrii hidraulici de basculare pot fi amplasați fie deasupra, fie sub echipamentul de
lucru.
După cum se poate observa în figurile 2. 10 (c,d), amplasarea cilindrilor de basculare sub
cadrul echipamentului asigură bascularea înapoi a cupei prin acționarea presiunii uleilui pe
suprafața mare a pistonului, realizând altfel forțe mai mari în acest mecanism.
Fig. 2.10 Variante de echipamente de lucru ale încărcătoarelor c u o cupă
1-cupă
2-braț
3-cilindru de basculare a cupei
4-cilindru de ridicare a echipamentului
29
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
În figura 2. 11 se dă schema sistemului hidraulic de acționare a unui încărcător cu o cupă.
Procesul de lucru cuprinde următoarele operații:
– cu echipamentul de l ucru coborât, prin deplasarea înainte a mașinii, se realizează
săparea stratului de pâmănt sau pătrunderea cupei în material până se umple cupa;
– cu cilindrii 4 (fig. 2. 10) se basculează cupa spre partea posterioară; cu cilindrii
hidraulici 3 se execută ri dicarea întregului echipament;
– cu materialul în cupa ridicată se manevrează întreaga mașină către punctul de
descărcare; în timpul ridicării echipamentului, de regulă, nu se acționează cilindrii de
basculare, deoarece sistemul de bare articulate dintre c upă, braț și cilindrii 4 asigură
poziția aproximativ orizontală a cupei în timpul ridicării;
– după ce cupa a ajuns la înălțimea de descărcare, cu cilindrii se basculeaza cupa spre
partea anterioară și materialul din ea cade liber în vechiculul de transport sau în
grămadă.
Fig. 2. 11 Schema sistemului hidraulic de acționare a unui încărcător cu o cupă
30
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
2.3 Determinarea principalilor parametrii ai încărcătoarelor cu o cupă
Principalii parametrii ai încărcătoarelor cu o cupă sunt următorii:
– Capacitatea cupei
– Greutatea de exploatare
– Forța de impingere maximă
– Vitezele de lucru
– Forța specifică de pătrundere
Capacitatea nominală de ridicare se determină din condiția de stabilitate a mașinii
cu cupa plină la deschiderea maximă (fig. 2. 12).
Având în vedere c ă mașina se și deplasează, se ia un coeficient de siguranță egal cu 2.
Deci rezultă:
=
·
=0.25 G=0,25 8000=2000[daN]
Forța se presupune că acționează în centrul de greutate al cupei de bază.
Capacit atea cupei de bază se determină în funcție de capacitatea de ridicare
pentru materiale pulverulente sau mărunte cu greutatea volumică = 1600 daN/ . Deci,
=
=
= 1 [ ]
Unde reprezintă coe ficientul de umplere al cupei ( ≈ 1,25).
Greutate constructivă a echipamentului de încărcare se determină în funcție de
greutatea tractorului de bază cu relația:
= = [daN]
Unde = 0,225…0,35
Greutatea de exploatare a încărcătorlui se determină cu relația:
= (1,25…1,35)( + )=1.30 8500=11050[daN]
31
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
2.12 Schemă pentru determinarea capacității nominale a cupei
Unde :
reprezintă greutatea combustibilului, a uleiului și a altor i nstrumente de lucru și
piese aflate pe mașină.
Forța de împingere a încărcătorului (dată de puterea motorului de bază) și (din condiția
de aderentă) se calcuzează cu formulele:
=
– ·f =
– ·0.4=17.62 [daN]
= · =110.5·0.75=82.87[daN]
unde:
– puterea maximă efectivă a motorului în kW;
V – viteza de deplasare a mașinii în timpul pătrunderii cupei în material sau al săpăii,
în km/h
– patinarea (de calcul); pentru transmisii mecanice se ia 0,07; pentru transmisii
hidromecanice se ia 0,20;
– randamentul transmisiei (orientativ pentru transmisii hidromecanice –
0,6…0,75);
f – coeficientul de rezistență la deplasre ( pentru deplasare pe șenile 0,6…0,1; pentru
deplasare pe pneuri 0,03…0,4).
Vitezele de lucru ale încărcătorului în timpul pătrunderii cupei în material sunt de
3,0…4,0 km/h, iar la deplasarea înapoi au valori cu 25…40% mai mari.
32
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Forța specifică de pătrundere a cupei în material se determină în funcție de forța
de tracțiune maximă și de lățimea cupei B:
=
=41.43[daN]
Această forță specifică trebuie să fie mai mare sau cel puțin egal ă cu rezistența specifică de
pătrundere pentru diferite materiale.
≥ ,
Unde
= 25…40 daN/cm pentru materiale pulverulente sau abrazive în bucăți mici;
= 40…70 daN/cm pentru roci explodate.
2.4 Calculul mecanismelor de acțio nare a echipamentului de lucru
2.4.1 . Calculul mecanismului de basculare a cupei. Forțele maxime în cilindrii
de basculare a cupei pot apărea în momentul în care cupa se află în material la nivelul
terenului și se execută bascularea ei spre înap oi (fig. 2. 13). Rezultă:
=( · + · )·
Unde
=
·
; =
·
Fig. 2.13 Schemă pentru calculul forței maxime în cilindrii de basculare a cupei.
– reacțiunea maximă a mediului se determină din condiția de stabilitate a întregii mașini cu
relația:
=
=4433cm
33
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Unde :
– greutatea întregului echip ament de lucru
– greutatea cupei;
– coeficient de siguranță care ține seamă de pierderile în cilindrii hidraulici și în articulații.
2.4.2 Calculul mecanismului de ridicare a echipamentului de lucru.
Forțe maxime în cilindrii hidraulici d e ridicare echipamentului de lucru pot apărea în
2 poziții și anume:
– Ridicarea echipamentului la începutul procesului de pătrundere a cupei, când la
muchia tăietoare a cupei a apărut un obstacol ;
– Ridicare echipamentului cu cup a plină la deschiderea maxim ă pentru descărcarea
acesteia în vehiculul de transport.
În primul caz (fig. 2. 14) forța din cilindrii de ridicare se determină din suma de momente
față de O cu relația:
=
=203 [bar]
Unde
reprezintă reacțiunea din cilindrii de ridicare a cupei:
· + · =200[bar]
Fig. 2. 14. Schemă pentru calculul forței în cilindrii de ridicare a brațului (poziția II).
34
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
2.5 Ipoteze de ca lcul al echipamentului de lucru
Există trei poziții în care pot apărea solicitări maxime în diferitele elemente ale
echipamentului de lucru.
Prima poziție consideră că încărcătorul lucrează pe un teren orizontal și că
extremitatea cupei se l ovește de un obstacol (fig. 2. 15, a).
În acest caz reacțiunea obstacolului se calculează cu formula:
= +
Unde este reacțiunea dată de împingerea statică, iar – reactiunea dată de
împingerea dinamică:
;
√
Fig. 2. 15 Poziții de calcul al echipamentului de lucru la încărcătoarele cu o cupă
35
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
unde
– v – viteza de deplasare a mașinii în momentul întâlnirii obstacolului
– M – masa echivalentă a încărcătorului cu luarea în considerație a maselor în rotaț ie ale
motorului și transmisiei;
– c – coeficientul echivalent de rigiditate
– c=
;
– – coeficientul de rigiditate a echipamentului de lucru, care se ia orientativ 0,1
daN/cm pentru fiecare daN de greutate a încărcătorlui;
– – coeficientul de rigiditate al obstacolukui (tabelul 2. 1).
A doua poziție presupune că în timpul lucrului, în momentul pătrunderii cupei în
material, acționându -se cu forța maximă în cilindrii de basculare, tractorul se înclină spre
înainte. Reacțiunea me diului exterior acționeaza asupra extremit ății laterale a lamei (fig. 2. 15,
b).
Tabelul 2. 1
Natura obstacolului Rigiditatea
obstacolului
Rigiditatea specifică
Pe unit. de suprafață
în daN/ Pe unit. de diametru,
în daN/
Construcție din cărămidă,
adâncă până la 80 cm (d=45
cm; F=2700 )
10500
4,0
233
Stâlp din beton armat,
introdus la adâncimea de 120
cm (d=20 cm; F=400
11000
27,5
550
Stâlp din brad, introdus la
adâncimea de 100 cm
(d=20cm) 6500 – 325
În acest caz reacțiunea orizontală este dată de relația:
= · =
iar cea pe verticală
36
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
=
.
A treia poziție presupune că în timpul lucrului se încearcă o adâncime a cupei în
pământ , dar, datorită rezistenței mari a terenului, tractorul se înclină spr e înapoi (fig. 2.15 , c).
2.6 Calculul productivității încărcătoarelor cu o cupă
Productivitatea încărcătoarelor cu o cupă poate fi determinată cu următoarea relație:
·
· =94,4 [daN/h]
unde
– – 1600 daN/ ; ; = 0,8…0,85;
– T – durata ciclului de lucru al mașinii, în s:
– T= ,
– – timpul de pătrundere a cupei în material (sau de săpare) ;
– – timpul de ridicare a cupei;
– – durata manevrelor mașinii (inclusiv deplasarea și revenirea);
– – timpi auxiliari de manevrare a cupei și echipamentului.
CAPITOLUL 3
PRIZA DE PUTERE
3.1 ROLUL ȘI CLASIFICAREA PRIZELOR DE PUTERE
Priza de putere servește pentru acționarea diverselor mașini agricole,combine de
cereale, combine de siloz, cositori, mașini administrat îngrășăminteorganice și minerale,
mașini de combaterea bolilor și dăunătorilor și alte mașini,dar nu numai, fiind intalnita foarte
raspandita si in echiparea autocamioanelor demare tonaj pe care sunt montate macarale,
elemente de basculare si ridicare.
Prizele de putere sunt echipamente de lucru destinate transmiterii puterii de la motorul
tractorului la organele de lucr u ale mașinilor și utilajelor cu care tractorul lucrează în agregat.
Clasificarea prizelor de putere se poate face după mai multe criterii, și anume:
37
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
a) Clasificarea după modul de transmitere a energiei de la motorul tractorului la
organele de lucru ale m așinii:
– prize de putere mecanice;
– prize de putere hidraulice;
– prize de putere electrice.
Prizele de putere mecanice realizează transmiterea energiei motorului tractorului
printr -o transmisie mecanică, antrenarea utilajelor făcându -se prin intermediul unui arbore de
ieșire denumit arborele prizei de putere (APP).
Prizele de putere hidraulice realizează transmiterea energiei motorului tractorului la
o pompă hidraulică, de la care, prin intermediul unei instalații hidraulice, se acționează
motoarele hidraulice (cilindrii, motoare rotative) aflate pe tractor sau pe mașinile cuplate la
tractor (fig. 3.1). Aceste prize se găsesc pe toate tractoarele actuale (de exemplu, toate
tractoarele au cilindri hidraulici care, de fapt, folosesc prize hidraulice).
P – pomp ă hidrostatică cu debit
variabil;
M – motor hidrostatic;
A.P.P. – arborele prizei de putere;
M.A.I. – motor cu ardere internă.
Fig. 3.1. Schem a prizei de putere hidrostatice
Prizele de putere electrice realizează transmiterea energiei motorului tractorulu i la
un generator electric și, în continuare, la electromotoarele de acționare aflate pe mașinile
cuplate la tractor (fig. 3.2). Aceste prize de putere se utilizează, în special, la tractoare cu
transmisii electrice.
G – generator electric;
M – motor ele ctric;
A.P.P. – arborele prizei de putere;
M.A.I. – motor cu ardere internă.
Fig. 3.2. Schema prizei de putere electrice
38
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
În prezent, tractoarele agricole sunt echipate în mod obligatoriu cu prize de putere
mecanice.
În raport cu corpul trac torului, arborii de ieșire ai prizelor pot fi plasați în spate, lateral
și în fața tractorului.
Conform standardelor naționale și internaționale actuale, plasarea în spate a arborelui
prizei de putere (APP) este obligatorie. Pentru arborii prizei de putere plasați în față sau
lateral sunt norme de standardizare specifice.
b) Clasificare în funcție de caracterul turației realizate:
– prize de putere cu turație constantă (prize de putere normale);
– prize de putere cu turație sincronă (prize de putere sincrone);
– prize de putere combinate (mixte).
Prize de putere cu turație constantă , denumite prize de putere normale, sunt prizele de
putere la care arborele se rotește cu turație constantă și în același sens, indiferent de treapta
din cutia de viteze și indiferent d e sensul de deplasare a tractorului (cu condiția ca turația
motorului să fie constantă). Turațiile arborelui prizei de putere sunt reglementate prin
standarde naționale și internaționale. În funcție de numărul de trepte de turație realizate,
prizele de put ere normale pot fi cu o singură treaptă, cu două sau cu patru trepte (mai rar, și
cu trei trepte).
Prizele de putere sincrone sunt prizele la care arborii de ieșire se rotesc cu o turație
proporțională cu turația roților motoare, adică turația lor este sin cronizată cu viteza și sensul
de deplasare a tractorului. Aceste prize se folosesc pentru antrenarea unor mașini și utilaje ale
căror organe de lucru trebuie să execute un anumit număr de operații pe o distanță de
deplasare dată (de exemplu, pentru mașinil e de plantat răsaduri). De asemenea, prizele de
putere sincrone se folosesc pentru antrenarea punților motoare (active) ale remorcilor și
semiremorcilor.
În cazul ideal, priza de putere normală trebuie să îndeplinească următoarele patru
condiții:
1. pornirea și oprirea tractorului fără oprirea organelor de lucru ale mașinilor
agricole;
2. demararea prealabilă a organelor de lucru ale mașinilor agricole și apoi pornirea și
demararea întregului agregat;
39
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
3. schimbarea vitezelor de deplasare a tractorului fără oprirea o rganelor de lucru ale
mașinilor;
4. pornirea și oprirea organelor de lucru ale mașinilor fără oprirea tractorului.
După modul în care îndepli nesc condițiile enumerate mai înainte, prizele de putere
normale se clasifică în următoarele tipuri principale:
– prize de putere dependente , care nu îndeplinesc nici una din condițiile amintite.
Antrenarea arborelui prizei de putere se întrerupe o dată cu decuplarea
ambreiajului principal;
– prize de putere semiindependente , care permit îndeplinirea parțială a condițiilor
impuse (în general, primele trei condiții);
– prize de putere independente care permit îndeplinirea integrală a celor patru
condiții. Antrenarea arborelui prizei de putere nu este influențată de decuplarea
ambreiajului principal.
În continuare, clasificarea pr izelor de putere este exemplificată prin scheme de
principiu
A1 – ambreiajul principal;
CV – cutia de viteze;
RPP – reductorul prizei de
putere; APP – arborele
prizei de putere.
Fig. 3.3. Sch ema prizei de putere dependente
În figu ra 3.3 este reprezentată schema unei prize de putere dependente. Este evident
că prin decuplarea ambreiajului principal A1 se întrerupe și acționarea arborelui prizei de
putere. Așadar, funcționarea prizei de putere este influențată de ambreiajul princip al.
Schema din figura 3.4 reprezintă o priză de putere semiindependentă, care permite
îndeplinirea parțială a condițiilor menționate mai sus. De exemplu, prin decuparea
ambreiajului suplimentar A2 pot fi schimbate treptele în cutia de viteze fără a între rupe
funcționarea prizei de putere.
40
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
A1 – ambreiajul principal;
A2 – ambreiajul suplimentar;
CV – cutia de viteze;
RPP – reductorul prizei de
putere;
APP – arborele prizei de putere.
Fig. 3.4. Schema pr izei de putere semiindependente
Schema din figura 3.5 permite realizarea unei prize de putere i ndependente. Această priză
este acționată, în acest caz, direct de arborele cotit. Ambreiajul suplimentar A2 permite
cuplarea progresivă a arborelui prizei de putere și întreruperea temporară a funcț ionării
acesteia.
A1 – ambreiajul principal;
A2 – ambreiajul suplimentar;
CV – cutia de viteze;
RPP – reductorul prizei de
putere; APP – arborele prizei
de putere.
Fig. 3.5. Schem a prizei de putere independente
Schema prizei de putere indepe ndente din figura 3.6 este princi pial identică cu cea din figura
3.5, diferența constând în soluția constructivă diferită de antren are a prizei de putere de către
motor. Priza de putere a tractorului HART 200 est e realizată după această schemă.
A1 – ambr eiajul principal;
A2 – ambreiajul suplimentar;
CV – cutia de viteze;
RPP – reductorul prizei de putere;
APP – arborele prizei de putere.
Fig. 3.6. Schema prizei de putere in dependente
41
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Analizând schema din figura 3.7 nu se poate trage concluzia asupr a tipului prizei. Mai
este necesar să se cunoască modul de decuplare al ambreiajului dublu A1-A2. Dacă cele două
ambreiaje se decuplează în serie (v. subcap. 6.3), priza de putere este semiindependentă, iar
dacă decuplarea lor se face în paralel, priza de p utere este independentă.
A1 – ambreiajul principal;
A2 – ambreiajul prizei de
putere;
CV – cutia de viteze;
RPP – reductorul prizei de
putere; APP – arborele prizei
de putere.
Fig. 3.7. Schema pri zei de putere cu ambreiaj dublu
Schema din figura 3.8 diferă de cea din figura 3.7 prin ordinea de plasare diferită a
celor două ambreiaje: lângă volant este plasat ambreiajul prizei de putere, iar după el
ambreiajul principal. Această soluție constructivă este folosită, de exemplu, la familiile de
tractoare U 445 (cu ambele variante de ambreiaj dublu), U 850 și U 1010 (cu decuplarea în
paralel a ambreiajelor).
A1 – ambreiajul principal;
A2 – ambreiajul prizei de
putere;
CV – cutia de viteze;
RPP – reductorul prizei de
putere; APP – arborele prizei
de putere.
Fig. 3.8. Schema pri zei de putere cu ambreiaj dublu
În continuare, sunt prezentate două scheme pentru prize de putere sincrone.
Constructiv, aceste prize se caracterizează prin:
– sunt acționate de arborele secundar al cutiei de viteze sau de un a rbore plasat după
acesta;
42
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
– raportul de transmitere dintre arborele primar al transmisiei prizei de putere
sincrone și arborele prizei de putere este constant.
În figura 3.9 este dată schema unei prize de putere sincrone, acționată de arborele secundar al
cutiei de viteze. Această variantă, sub diferite forme constructive, este folosită la toate
tractoarele românești pe roți .
A1 – ambreiajul principal;
CV – cutia de viteze;
RPP – reductorul prizei de putere;
APP – arborele prizei de putere.
Fig. 3.9. Schema prizei de putere sincrone
Priza de putere sincronă din figura 3.10 este acționată de coroana transmisiei centrale, prin
aceasta asigurându -se sincronismul dintre turația arborelui prizei de putere și viteza de
deplasare a tractorului.
A1 – ambr eiajul principal;
CV – cutia de viteze;
APP – arborele prizei de putere.
Fig. 3.10. Schema prizei de putere sincrone cu antrenarea de la coroana transmisiei
centrale
În general, pentru universalizarea tractoarelor pe roți, se utilizează prize de putere
combinate (normale și sincrone). Pentru exemplificare, în figura 3.11 este reprezentată
schema prizei de putere utilizată la familia de tractoare U 650. Prin deplasarea manșonului de
cuplare spre stânga (în sensul S), se obține priza de putere sincronă, ia r prin deplasarea
manșonului în sens opus (sensul N), se obține priza de putere normală, în acest caz –
43
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
independentă. Dacă frâna F1 este strânsă, iar F2 –liberă, arborele prizei de putere este
acționat. Invers, dacă frâna F1 este liberă, iar F2 – strânsă, arborele prizei de putere este
frânat. Cele două frâne funcționează în opoziție, fiind acționate de la același organ de
comandă. Frâna F1 îndeplinește și rolul ambreiajului suplimentar A2 din schemele anterioare.
De exemplu, prin strângerea progresivă a ac estei frâne, se antrenează progresiv arborele
prizei de putere. Frâna F2 are rol de protecție: împiedică rotirea arborelui prizei de putere în
starea decuplată a prizei (arborele prizei de putere ar putea fi acționat de frecările interne din
reductor).
A – ambreiajul principal;
CV – cutia de viteze;
APP – arborele prizei de putere;
F1 – frână de blocare a reductorului
planetar; F2 – frână de blocare a
arborelui prizei de putere
Fig. 3.11. Schema prizei de putere combinate
3.2.PARAMETRII CONSTRUCTIVI ȘI FUNCȚIONALI AI PRIZELOR
DE PUTERE
Acești parametri trebuie să se încadreze în norme și standarde internaț ionale și
naționale, în ceea ce privește turația și sensul de rotație, dimensiunile constructive și
amplasarea pe tractor a arborelui prizei de pu tere.
În prezent, pe plan internațional sunt standardizate două turații nominale pentru turația
arborelui prizei de putere: 540 și, respectiv, 1000 rot/min. Sensul de rotație al arborelui prizei
de putere este cel orar pentru un observator care este plasat în spatele tractorului și privește în
direcția de mers înainte a tractorului.
Turația nominală a arborelui prizei de putere este obținută la o turație a motorului de
80…90% din turația sa nominală.
În cazul prizelor de putere sincrone, arborele de ieșire al prizei trebuie să asigure un
anumit număr de rotații pe o distanță de 1 m parcursă de tractor. În prezent, sunt standardizate
44
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
pe plan internațional două game de turații pentru prizele de putere sincrone: 3,3…3,5 rot/m
și, respectiv, 6,1…6,5 rot/m.
Param etrii arborilor prizei de putere plasați în spatele tractorului sunt standardizați
prin STAS 8802. Conform acestui standard, sunt trei tipuri constructive de arbori, în funcție
de puterea transmisă (v. tab. 3.1)
Tabelul 3.1
Tipurile de arbori ai prizelor d e putere în funcție de puterea transmisă
Tipul APP
Turația, rot/min Puterea la APP, kW
1 540 48
2 1000 48…92
3 1000 92…185
Arborii de tipul 1 au caneluri dreptunghiulare cu dimensiunile
355,286 Ddz
în care: z este numărul canelurilor;
d – diametrul interior al canelurilor;
D – diametrul exterior al canelurilor.
Arborii de tipul 2 și 3 au caneluri în evolventă. În tabelul 1.2 sunt dați principalii parametri ai
acestor caneluri.
Tabelul 3.2
Principalele elemente ale canelurilor arborilo r prizelor de putere de tipul 2 și 3.
Denumirea parametrului Tipul 2 Tipul 3
Unghiul de presiune, 30° 30°
Numărul canelurilor, z 21 20
Modulul, m 1,5875 2,1167
Diametral pitch, p 16 12
Ținând seama de relațiile pentru parametrii p și m, respectiv:
pz
d254,
și
md
z
se poate obține relația de legătură între cei doi parametri:
,4,25 4,25 4,25
m mzz
dzp
45
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
unde d este diametrul de divizare al canelurilor, în mm.
Alte elemente standardizate ale prizelor de putere sunt (fig. 3.12):
– poziția arborelui prizei de putere față de planul longitudinal de simetrie al
tractorului, reprezentată în figură prin cota e (e = ±50 mm);
– poziția arborelui prizei de putere față de sol (cota nominală h ia valori între
limitele hmin și hmax);
– poziția arborelui prizei de putere față de bara de tracțiune, reprezentată în figură
prin cota A;
– zona de protecție în jurul arborelui prizei de putere.
În cazul prizelor de putere cu două turații standard, arborii prizelor de putere pot avea două
ieșiri, utilizân d câte un arbore corespunzător fiecărei turații sau o singură ieșire pentru
ambele turații, montând arborele corespunzător turației respective. Ultima variantă este
aproape generalizată.
Fig. 3.12. Zona de plasare a arborelui prizei de putere
În figur a 3.13 este reprezentată schema funcțională a unui reductor cu două trepte de
turație pentru priza de putere. Trecerea de la o turație la alta se realizează prin înlocuirea
arborelui prizei de putere. Arborele prizei de putere APP 1, corespunzător turației n = 540
rot/min, este antrenat prin caneluri cu raportul de transmitere
5401000
45
23
1zz
zzi .
Arborele prizei de putere APP 2, corespunzător turației n = 1000 rot/min, este antrenat
direct de arborele de intrare 1 (i2 = 1).
46
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Fig. 3.13. Schema funcțională a unui reductor cu două trepte de turație pentru priza de putere:
a – obținerea turației de 540 rot/min; b – obținerea turației de 1000 rot/min.
O altă variantă de acționare a arborelui prizei de putere cu două trepte de turație este
reprezentată în figur a 3.14.
Fig. 3.14. Schema cinematică a reductorului cu două trepte de turație pentru priza de
putere utilizată la tractoarele U 850 si U 1010.
47
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
In cazul for țelor de trac țiune mici, c ând pute rea motorului nu este folosită complet,
motorul trebuie să func ționeze la sarcini par țiale, cu tura ții reduse cu p ână la 40% din tura ția
nominală. În acest mod se reduce consumul specific de combustibil al motorului, insă
concomit ent se reduce si tura ția la arbor ele prizei de putere fa ță de tura ția standard. P entru a
elimina acest dezavantaj, se folosesc din ce în ce mai mult prize de putere suplimentare, asa
zise prize economice . Prizele de putere suplimentare (economice) permit modificarea
raportului de transmitere în transmisia prizei de putere, compens ând în acest mod reducerea
turației motorului. Ele au tura ții mai mari dec ât cele standardizate corespunzătoare, însă, prin
reducerea tura ției motorului se ob țin tura țiile standard.
În figurile 3.15 si 3.16 sunt reprezentate schemele cinematice ale transmisiilor
prizelor
de putere cu pa tru trepte de dura ție (540, 750, 1000 si 1400 rot/min). Modul de ob ținere a
acestor trepte rezultă din schemele respective.
Fig. 3.15. Schema cinematică a transmisie prizei de putere cu patru trepte de turație
utilizată de firma Deutz -Fahr la modelele Ag rotron de 50…114 kW.
48
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Fig. 3.16. Schema cinematică a transmisie prizei de putere cu patru trepte de turație
utilizată de firma Fendt la modele Favorit.
49
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
CAPITOLUL 4
ALEGEREA SCHEMEI CINEMATICE
La tractoarele de putere mică și mij locie (de regulă sub 120 kW) s -a extins foarte mult
folosirea soluției 4×4 cu roți neegale, puntea din față fiind directoare. Răspândirea mare a
tractoarelor 4×4 se explică prin faptul că, în condițiile unei tipizări largi a producției, se obțin
foarte ușo r ambele variante constructive (4×2 și 4×4) ale aceluiași tractor. Transmisiile
acestor tractoare diferă de cele ale tractoarelor 4×2 prin aceea că mai apare o transmisie
pentru puntea din faț ă.
În figura 4.1 este reprezentată schema cinematică a transmi siei tractorului , cu două
punți motoare .
1-Ambreiaj dublu cu decuplare în paralel; 2 -Cutie de viteze compusă (3+1 trepte);
a- Ambreiaj principal; b- Ambreiajul prizei de putere;
3-Frână disc de parcare; 4-Angrenaj priză de putere; 5-Transmisie cen trală;
6-Diferențial cu blocare facultativă; 7 -Frână disc serviciu;
8-Transmisie finală planetară; 9-Reductorul prizei de putere cu 2 turații;
10-Reductor lateral cu cuplare facutativă a punții fată
11-Arbore antrenare punte față; 12 – Diferențial punte faț ă; 13 – Diferențial punte față;
14-Cuplaj unghiular sincron;15 – Transmisie finală;
50
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Schema cinemati că a tractorului a tractorului U850 DT a fost modificată,
Schema cinematic ă a tractorului U850 DT și U 1010 DT, de asemenea, se deosebește
de cea corespunzătoa re tractoarelor U 850 și U1010 prin adăugarea transmisiei punții din față
( cu antrenare centrală). Puntea din față a acestor tractoare are următoarele caracteristici: grup
conic cu dantură Gleason; diferențial cu patru sateliți; reductoare în butucii roți lor; cuplaje
unghiulare sincrone executate sub forma unor articulații cardanice duble; comanda cuplării și
decuplării punții se face facultativ printr -o manetă separată.
51
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
CAPITOLUL 5
CARACTERISTICA TEORETICĂ DE TRACȚIUNE A
TRACTOARELOR CU TRANSMISIE MECANICĂ
5.1 DEFINIREA CARACTE RISTICII DE TRACȚIUN E
Calitățile de tracțiune și economice ale tractorului pentru regimul nominal și, de
asemenea, pentru toate regimurile diferite de acesta se determină cu ajutorul caracteristicii de
tracțiune. Caracteristica de tracțiune (sau diagrama de tracțiune) se construiește în funcție de
forța de tracțiune Ft, paralelă cu solul, (respectiv forța motoare Fm), pentru cazul exploatării
tractorului pe un teren orizontal, într -un regim stabiliz at (v = const.). Ea cuprinde
reprezentarea grafică a următoarelor funcții:
)(1 tFf – patinarea în funcție de forța de tracțiune;
)(2 tFfv – viteza reală în funcție de forța de tracțiune;
)(3 t t Ff P – puterea de tr acțiune în funcție de forța de tracțiune;
)(4 t t Ff c – consumul specific de combustibil, raportat la puterea de
tracțiune, în funcție de forța de tracțiune.
La aceste curbe se mai adaugă, adesea, curba consumului orar de combustibil:
)(5 tFfC
. Cu excepția patinării, toate celelalte mărimi depind de treapta de viteză și, de
aceea, curbele lor de variație se trasează pentru fiecare treaptă. Caracteristica de tracțiune
depinde de tipul tractorului, de parametrii lui constructivi și de exploatare și de felul
terenului: beton, drum de pământ, miriște, ogor etc.
De obicei, caracteristica de tracțiune se utilizează pentru ilustrarea rezultatelor
încercărilor efectuate în condiții reale de drum sau de câmp, în care caz se numește
caracteris tică de tracțiune experimentală. Caracteristica de tracțiune construită pe cale
analitică și grafo -analitică se numește teoretică .
În continuare, se prezintă metodica de obținere a caracteristicii teoretice de tracțiune.
Pentru construcția acestei carac teristici sunt necesare următoarele date:
1) condiții agrotehnice impuse tractorului: condițiile de exploatare ale tractorului
(drumurile și solurile tipice, caracteristicile lor fizico -mecanice), sistema de
mașini și utilaje cu care va lucra (forțele lor d e rezistență), gama vitezelor lente, de
lucru și de transport, ponderea puterii transmisă prin priza de putere etc.;
52
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
2) date pentru calculul de tracțiune al tractorului ce se proiectează: greutatea
tractorului (de exploatare și de aderență), tipul mecanismulu i de propulsie (pe roți
sau pe șenile), raza roților motoare, numărul și valoarea vitezelor teoretice de
deplasare, randamentul ansamblurilor transmisiei;
3) caracteristica de regulator a motorului. În cazul montării pe tractorul ce se
proiectează a unui mot or nou, caracteristica lui se obține prin metodele din teoria
motoarelor, iar în cazul utilizării unui motor din producția de serie, se folosește
caracteristica acestuia obținută pe standul de probă;
4) caracteristica patinării sistemului de propulsie. Dacă e xistă prototipul tractorului
ce se proiectează, din aceeași clasă de tracțiune cu un sistem de propulsie
asemănător și cu o greutate apropiată, se utilizează curba patinării obținută prin
încercările de tracțiune. Dacă însă la proiectare nu există un tract or asemănător,
atunci curba patinării se obține prin metode analitice.
5.2 MODELAREA MATEMAT ICĂ A CARACTERISTICI I
EXTERNE A MOTORULUI DE TRACTOR
Dacă există caracteristica de turație (caracteristica externă) a motorului montat pe
tractorul a cărui car acteristică de tracțiune se determină, atunci prin diverse metode
matematice (de exemplu, prin metoda Regresiei polinomiale din MathCAD) se obține
expresia analitică a curbelor: Me = f(n) – momentul efectiv, funcție de turație; Pe = f(n) –
puterea efecti vă, funcție de turație; c = f(n) – consumul specific de combustibil, funcție de
turație; C = f(n) – consumul orar de combustibil, funcție de turație. Dacă pentru motorul
folosit nu sunt date experimentale, caracteristica acestuia se obține pe cale analit ică, folosind
una sau mai multe din metodele următoare.
Pentru ridicarea caracteristicii de turație în coordonate relative (adimensionale) la
motoare cu aprindere prin comprimare, se recomandă folosirea relației următoare:
,3 2
max
p p p ee
nncnnbnnaPP
(5.1)
în care:
np = nn este turația puterii maxime Pe max = Pn;
a, b, c – coeficienți care iau valorile din tabelul 5.1.
53
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Valorile coeficienților din relația ( 5.1)
Tabelul 5.1
Tipul camerei de ardere a b c
Cameră unitară de ardere 0,5 1,5 1,0
Cameră separată d e preardere 0,7 1,3 1,0
Cameră separată de vârtej 0,6 1,4 1,2
Relații de calcul pentru puterea efectivă Pe
Tabelul 5.2
Tipul motorului Relația de calcul
Cu aprindere prin scânteie
2
1
n n nn enn
nn
nnP P
Cu aprindere prin comprimare:
cu injecție dire ctă
2
13,1 87,0
n n nn enn
nn
nnP P
cu antecameră
2
4,16,0
n n nn enn
nn
nnP P
cu cameră de turbionare
2
3,17,0
n n nn enn
nn
nnP P
Pn – puterea nominală; nn – turația nominală; Pe și n – puterea efectivă și, respectiv,
turația într -un anumit punct al caracteristicii.
Relații de aceeași formă cu relația ( 5.1), însă cu alte valori ale coeficienților a, b, c
sunt date în lucrările [1, 8], precum și în multe alte lucrări, și sunt prezentate în tabelul 5.2.
În alte lucrări, curba puterii este, de asemenea, aproximată cu o para bolă de gradul
trei:
,3
32
2 1
n n nn enn
nn
nnP P
(5.2)
54
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
iar curba momentului efectiv de torsiune la arborele cotit se aproximează, în consecință, cu o
parabolă de gradul doi:
,2
3 2 1
n nn enn
nnM M
(5.3)
unde 1, 2 și 3 sunt astfel determinați, încât funcții le de mai sus să aproximeze cât
mai bine caracteristica externă obținută pe cale experimentală. Valorile acestor coeficienți
depind de coeficientul de elasticitate ce = nm / nn și de adaptabilitate ca = Mm / Mn (unde nm
este turația corespunzătoare momentu lui maxim Mm) și se pot obține folosind relațiile:
;
11 2
22
1
ee a e
ccc c
;
11 2
2 2
eae
ccc
.
11
2 3
ea
cc
(5.4)
Între acești coeficienți există relația:
.13 2 1
Sunt prezentate relații mai simple pentru coeficienții (în funcție numai de
coeficientul de elasticitate ce):
;1243
1
ee
cc
;122
2
ee
cc
.121
3
ec
(5.5)
Pe ramura de regulator a caracteristicii de turație a motorului, dependența Me = f(n) se
consideră, în general, lini ară (dreaptă ce trece prin punctele de coordonate ( nn, Mn) și ( ng, 0))
și, prin urmare,
,
n gg
n en nn nM M
(5.6)
în care:
ng este turația de mers în gol a motorului (turația maximă a arborelui cotit),
ng=(1,06…1,1) nn;
nn – turația nominală a motorului.
Pentru determinarea consumului specific de combustibil există, de asemenea ,
numeroase expresii analitice.D e exemplu, în cazul funcționării motorului pe ramura
caracteristicii necontrolată de regulator, se recomandă următoarea relație:
55
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
, 193,12
n nncc
care este echivalentă expresiei:
, 193,12
n nnnn
nncc
(5.7)
unde cn este consumul specific de combustibil, corespunzător puterii nominale, în
g/(kWh).
Pentru motoarele diesel cu injecție directă, curba consumului specific de combustibil
este descrisă mai precis de funcția [ 5.8]:
. 55,155,12
n nnnn
nncc
(5.8)
Consumul specific de combustibil la regimul nominal poate fi determinat, în mod
aproximativ, cu relația
min 05,1 c cn , în g/(kWh).
Pe ramura necontrolată de regulator a carac teristicii de turație, consumul orar de
combustibil, în kg/h, se determină cu relația:
. 103
ecP C
(5.9)
Fig. 5.1. Caracteristica de regulator a motorului.
56
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Pe ramura de regulator a caracteristicii motorului, consumul orar de combustibil are o
variație liniară în funcție de turație. Pentru a determina expresia analitică a funcției C = f(n)
se folosește figura 5.1. În acest scop, se scriu ecuațiile dreptelor AB și CD:
;
n gn
n gn
C CCC
n nnn
.0nn e
n gn
PPP
n nnn
Prin urmare,
.
ne n
n gn
PP P
C CCC
Aplicând una din proprietățile proporțiilor, se obține:
,
ee n
gn
e n ne n
n n gn
PPP
C CCC
P PPPP
CC C CCC
de unde
e n
eg
n e n
eg
n PPPCCC PPPC CCC
Rezultă că, pe ramura controlată de regulator a caracteristicii motorului, consumul
orar de combustibil se determină cu relația:
.e
ng n
g PPC CCC
(5.10)
Pentru un motor dat,
. const /) ( n g n P CC m și reprezintă coeficientul unghiular
al dreptei AB. Dacă consumul orar
gC la mersul în gol al motorului nu se cunoaște, se poate
adopta
n g C C 35,0…25,0 [25], d eci
n nPC m 75,0…65,0 [kg/(kWh)], iar
Cn/Pn = cn/1000 .
Consumul specific de combustibil, în g/(kWh), pe ramura de regulator se determină cu
relația:
. 103
ePC c
(5.11)
5.3 DETERMINAREA FORȚ EI MOTOARE ȘI A FORȚEI DE
TRACȚIUNE
57
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
În cazul de plasării tractorului pe un teren orizontal, într -un regim stabilizat ( v =
const.), bilanțul de tracțiune al tractorului are următoarea formă:
,riMRF Ftrtre
r t m
(5.12)
de unde se obține
,2 fG MKFe t
în care:
K2 este coeficientul unghiula r al dreptei Ft = f(Me),
ttr
mtr trtr
v r riK
2 [m-1];
ω – viteza unghiulară a arborelui cotit, în s-1;
itr – raportul total de transmitere al transmisiei;
tr – randamentul total al transmisiei;
vt – viteza teoretică de deplasare a tractorului, în m/ s;
Me – momentul efectiv al motorului, în Nm;
Rr = fG – rezistența la rulare la deplasarea tractorului, în N.
Așadar, forța de tracțiune , la o treaptă oarecare “ j”, se calculează cu relația:
.30,, fG MvnFe
jtntrn
jt
(5.13)
5.4 MODELAREA MATEMATICĂ A I NTERACȚIUNII
MECANISMULUI DE PROP ULSIE CU SOLUL
Calitățile de tracțiune ale tractoarelor sunt evaluate, mai ales, cu ajutorul valorii forței
tangențiale de tracțiune. Această forță apare în procesul interacțiunii sistemului de rulare al
tractorului cu sol ul (drumul) și depinde de foarte mulți factori. De exemplu, în cazul
tractoarelor pe roți, depinde de: tipul tractorului (4×2 sau 4×4), greutatea aderentă, tipul
pneurilor și parametrii acestora (diametrul, lățimea, presiunea aerului din pneuri, înălțimea
pintenilor, pasul acestora, desenul anvelopelor), proprietățile fizico -mecanice ale solului,
patinarea sistemului de rulare cu solul.
58
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Pentru determinarea analitică a patinării tractoarelor pe roți, s -au propus numeroase
expresii. Găsirea unui argument, în funcție de care să fie exprimată patinarea, este o problemă
dificilă, întrucât procesul interacțiunii sistemului de rulare cu solul este deosebit de complex.
De aceea, în prezent, o importanță considerabilă în studierea aderenței, deci și a patinării, o
au cercetările experimentale.
Mărimea care caracterizează cel mai complet patinarea tractoarelor pe roți este forța
motoare specifică, definită prin raportul dintre forța motoare Fm a tractorului și greutatea
aderentă Ga:
,GF
GF
mm
am
m
în care:
m este coeficientul greutății aderente (în calculul de tracțiune se adoptă m = 0,8,
pentru tractoare 4×2 și m = 1, pentru tractoare 4×4 );
G – greutatea totală a tractorului.
Între forța motoare specifică și forța de tracțiune specifică, t = F t / G a , există
următoarea dependență:
mt
mt
mf
GfG F
sau
.
mm tf
unde f este coeficientul de rezistență la rulare.
Mărimea m variază de la m = 0, când Fm = 0, până la m max = , valoare
corespunzătoare patinării totale, = 1, cu noscută sub denumirea de coeficient de aderență.
Făcându -se o sinteză a mai multor lucră ri teoretice și experimentale, se propune ca la
determinarea analitică a patinării să se plece de la următoarea premisă (fig. 5.2):
în intervalul 0 m
0,5 funcț ia = f(m) are un pronunțat caracter liniar,
având ecuația de forma = mm, m fiind coeficientul unghiular al dreptei;
în intervalul 0,5 < m
funcția = f(m), are un pronunțat caracter hiperbolic,
având ecuația de forma (’ – m) = const. (unde ’ este punctul de abscisă în
care funcția crește asimptotic). În general, eroarea nu depășește 2…4%, dacă se
adoptă ’ .
59
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Cu o precizie suficientă pentru practică, se obține o singură funcție = f(m), pentru
tot domeniul de variație a argume ntului m.
Această funcție este de forma :
,2
mm m
DB A
(5.14)
în care:
;43mA
;2mB
.42mD
Ansamblurile transmisiei prizei de putere se calculeaz ă plecand de la ipoteza c ă prin
ea se trans mite intreaga putere a motorului. Aceast ă incărcare a transmisiei poate s ă apară in
următoarele dou ă cazuri:
Fig. 5.2. Expresia analitică a curbei patinării, pentru tractoarele pe roți.
Formulele pentru coeficienții A, B, D din relația ( 5.14) au fost obținute punând
condiția ca funcția căutată să satisfacă simultan coordonatele punctelor M1 și M2 (v. fig. 5.2).
60
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Așadar, pentru exprimarea analitică a patinării, este suficient să se cunoască
coeficientul unghiular m al dreptei și coeficientul de aderență , adică argumentul m
corespunzător patinării totale. Relația menționată prezintă avantaje considerabile atunci când
există date experimentale referitoare la tractorul care se cercetează sau asupra unor tractoare
apropiate acestuia.
Tabelul 5.3
Coefici enții de rezistență la rulare și de aderență pentru tractoare pe roți
Felul drumului sau solului Coeficientul de rezistență
la rulare, f Coeficientul de aderență,
Suprafață
uscată Suprafață
umedă
Drum:
asfaltat
betonat
pavat
de pământ, pe sol argilo s
de pământ, pe sol nisipos
de zăpadă, bătătorit
0,02
0,7…0,9
0,5…0,7
0,02 0,8…1,0 0,5…0,8
0,02…0,04 0,6…0,7 0,3…0,4
0,04 0,7…0,8 0,3…0,4
0,05 0,6…0,7 0,3…0,45
0,03…0,05 0,2…0,4 –
Fâneață:
cosită
necosită
0,07…0,09
0,7…0,8
0,5…0,6
0,08…0,10 0,6…0,7 0,4…0,5
Țelină (teren virgin),
pârloagă compactă 0,05…0,07 0,7…0,9 –
Pârloagă (de 2…3 ani),
pajiște cosită 0,06…0,08 0,6…0,8 –
Miriște după cereale păioase 0,08…0,10 0,6…0,85 0,5
Arătură așezată 0,12…0,14 0,4…0,6 –
Câmp:
arat proaspăt
prelucrat cu cultivatorul
0,18…0,22
0,3…0,5
–
0,16…0,20 0,4…0,6 –
Nisip:
umed
uscat
0,10…0,15
–
0,4…0,6
0,16…0,22 0,2…0,3 –
Mlaștină înierbată 0,20…0,25 – 0,2…0,25
Strat gros de zăpadă (0,4 m) 0,18…0,20 – 0,2…0,25
Următoarele funcții expon ențiale, utilizate, mai ales, pentru tractoarele industriale,
descriu, cu o precizie foarte bună pentru practică, patinarea tractoarelor pe roți și pe șenile:
– pentru tractoare pe roți
61
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
; 11max11,0
max
mm
mm
(5.15)
– pentru tractoare pe șenile
.) 1(105,0
maxtt
(5.16)
Pentru miriște, rezultate foarte bune dă folosirea relațiilor:
– pentru tractoare pe roți
;
06,31246,0
3
tt
(5.17)
unde
65,0 0t , ceea ce corespunde patinării
;1 0
– pentru tractoare pe șenile
2377,110333,0
tt
(5.18)
unde
84,0 0t , ceea ce corespunde, ca și în cazul tractoarelor pe roți, patinării
01.
Tabelul 5.4
Coeficienții de rezistență la rulare și de aderență pentru
tractoarele pe șenile, valori medii
Felul drumu lui sau solului Coeficientul de
rezistență
la rulare, f Coeficientul de
aderență,
Asfalt 0,06 –
Drum bătătorit uscat de pământ nisipos 0,06 1,1
Drum bătătorit uscat de cernoziom 0,07 0,9
Drum bătătorit uscat de pământ argilos 0,06 1,0
Fâneață umed ă cosită 0,08 1,2
Fâneață umedă necosită 0,07 0,6
Țelina (teren virgin), pârloagă compactă 0,07 1,1
Pârloagă (de 2…3 ani), pajiște cosită 0,07 1,0
Miriște 0,08 0,9
Arătură așezată 0,08 0,7
Arătură proaspătă 0,10…0,12 0,6
62
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Nisip umed 0,10 0,5
Nisip uscat 0,15 0,4
Mlaștină 0,10…0,12 0,3
Drum de zăpadă bătătorit 0,08 0,6
5.5 DETERMINAREA VITE ZEI REALE DE DEPLASA RE A
TRACTORULUI
Viteza reală de deplasare a tractorului se calculează cu relația:
, 1tvv
(5.19)
în care:
vt este viteza teoretică,
;tr t ir v
– viteza unghiulară a arborelui cotit al motorului, în s-1:
r – raza de rulare a roții motoare, în m;
itr – raportul de transmitere al transmisiei la o anumită treaptă.
Dacă nu sunt alte valori mai exacte, atunci , la stabilirea datelor inițiale de calcul, raza
roții motoare r, în m, poate fi determinată cu relația lui Hedekel:
,
200
b am
rrpGrr
(5.20)
în care:
r0 este raza liberă a roții neîncărcate (nici măcar cu greutatea proprie), în m;
Gm – sarcina ve rticală pe roată, în N;
pa – presiunea aerului în pneu, în Pa;
rb – raza secțiunii transversale a pneului, în m ( rb = 0,5 B, adică jumătate
din lățimea B a pneului).
Întrucât, adesea, când se efectuează calculul de tracțiune n u se cunosc rapoartele de
transmitere ale transmisiei și nici raza roților (este cazul etapei de proiectare), este
recomandabil ca vitezele teoretice să se calculeze avându -se în vedere că acestea depind
liniar de turația arborelui cotit (fig. 5.3):
63
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Fig.5.3. Graficul vitezei teoretice.
,nv
nvt
ntn
de unde rezultă
,1nKnnvv
ntn
t
unde
n tnnv K1 este coeficientul unghiular al dreptei (pentru o anumită treaptă de
viteză). Indicele “ n” se referă la parametrii regimului nominal.
Prin urmare, viteza reală de deplasare a tractorului la treaptă oarecare “ j” se determină
cu relația:
. 1, nnvv
njtn
j
(5.21)
5.6 DETERMINAREA PUTE RII DE TRACȚIUNE
Puterea de tracțiune Pt, în kW, se determină cu relația:
, 103vF Pt t (5.22)
în care:
Ft este forța de tracțiune, în N;
v – viteza reală de deplasare a tractorului, în m/s.
5.7 DETERMINAREA CONS UMULUI SPECIFIC DE
COMBUSTIBIL, RAPORT AT LA PUTEREA DE TRA CȚIUNE
Consumul specific de combustibil, raportat la puterea de tracțiune a tractorului, se
determină folosind relația sa de definiție:
ttPCc310 [g/(kWh)]. (5.23)
64
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
5.8 DETERMINAREA PE C ALE ANALITICĂ A
RANDAMENTULUI DE TRA CȚIUNE A TRACTORULU I
Randamentul de tracțiune al tractoarelor se determină cu relați a (5.25):
, 1 1 1 1
fG FfG
FR
ttr
mr
tr t (5.24)
în care:
tr este randamentul total al transmisiei (în cazul tractoarelor pe șenile include și
randamentul s = 0,95…0,97 al ramurilor motrice ale celor două șenile.
Rr – rezistența la rulare a tractorului, Rr = fG;
f – coeficientul de rezistență la rulare;
G – greutatea de exploatare a trac torului;
Fm – forța tangențială de tracțiune (forța motoare), Fm = F t + R r.
Cu ajutorul relației ( 5.24) se poate trasa curba randamentului de tracțiune în funcție de
forța de tracțiune Ft, curbă ce reprezintă, de fapt, caracteristica potențială de tracț iune a
tractorului. Această caracteristică evaluează gradul de apropiere al unei caracteristici de
tracțiune concrete față de una ideală.
Randamentul de tracțiune t poate fi exprimat în funcție numai de mărimi
adimensionale. Pentru aceasta ultima parante ză din relația ( 5.24), care reprezintă randamentul
care evaluează rezistența la rulare a tractorului, se scrie sub forma:
tmm
at t tffGFf
fGFf
fG FfG
111/1 1
S-a exprimat greutatea de exploatare în funcție de greutatea aderentă: G = Ga / m și
s-a folosit relația de definiție a forței de tracțiune specifice: t = Ft / Ga. Prin urmare, relația
(5.24) devine:
) ( 11
tmtr
tf (5.24’)
65
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
5.9 ALEGEREA ȘI DETER MINAREA VITEZELOR
TRA CTORULUI
În ultimele decenii, numărul treptelor de viteză ale tractoarelor, mai ales ale
tractoarelor pe roți, a crescut continuu, fiind uneori chiar mai mare de 40 de trepte. De
exemplu, la tractoarele Fend Favorit 800, în gama de viteze 0,4…50 km/h, su nt 44 de trepte
de viteză pentru mers înainte și 44 pentru mersul înapoi. Și la tractoarele pe șenile, numărul
treptelor de viteză a crescut continuu, însă într -o măsură mai mică. De exemplu, la tractorul
pe șenile Challanger (cu șenile de cauciuc), în gam a de viteze 0,25…30 km/h sunt 16+9
trepte.
În prezent, la tractoarele românești pe roți se folosesc următoarele numere de trepte
de viteză (mers înainte + mers înapoi): 6+2; 8+2; 10+2; 9+3; 12+3; 16+4.
Tabelul 5.5
Clasificarea treptelor de viteză ale tra ctoarelor agricole,
după valoarea vitezei, în km/h
Felul treptei Tipul tractorului
Pe roți Pe șenile
Lente / superlente, tehnologice Până la 3,5 Până la 3,5
De rezervă 3,5…7 3,5…5
De lucru 7…12 sau 7…15 5…9
De transport 12…50 sau 15…50 9…12
În tab elul 5.5 este dată clasificarea vitezelor tractoarelor după valoarea și utilizarea
lor.
Vitezele de lucru se folosesc la executarea principalelor lucrări agricole: arat, semănat,
întreținerea culturilor, recoltat etc. Se recomandă ca tractoarele pe roți să aibă în intervalul de
viteze 4…12 km/h cel puțin 6 trepte.
Vitezele de rezervă se utilizează temporar pentru învingerea unor forțe de rezistență
care depășesc (ocazional) cu mult valoarea rezistențelor de lucru. Forța de tracțiune la aceste
viteze este li mitată de aderența tractorului cu solul.
Vitezele lente (tehnologice) au valori limitate de condițiile de lucru și nu de
necesitatea obținerii unor forțe mari de tracțiune; de regulă la aceste viteze, puterea motorului
nu este folosită complet. Prin urmare , la aceste trepte motorul poate funcționa la sarcini
66
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
parțiale, cu o reducere a turației de până la 40%. Așadar, în acest caz, valoarea vitezei
maxime la aceste trepte corespunde unei turații a motorului de 0,6 nn (subliniem încă o dată:
dacă aceste viteze sunt obținute atât cu ajutorul transmisiei, cât și prin reducerea turației
motorului). Vitezele lente se folosesc când tractorul lucrează în agregat cu mașini de plantat
răsaduri, de plantat puieți (la împăduriri), la unele lucrări de îmbunătățiri funciare etc.
Vitezele de transport se folosesc pentru deplasarea în gol a tractorului sau pentru
tractarea remorcilor și a semiremorcilor pe drumuri de pământ sau pe șosele.
Vitezele de deplasare ale tractorului depind de tipul tractorului, de felul lucrării, iar la
alegerea lor trebuie să se aibă în vedere și condițiile agrotehnice. În tabelul 5.6 sunt date
valorile vitezelor recomandate pentru diferite lucrări agricole.
În intervalul vitezelor ( vmin…vmax), vitezele intermediare, adică structura vitezelor, se
stabilesc prin mai multe metode: metoda progresiei geometrice, a progresiei aritmetice, a
seriei armonice, a seriei economice. Creșterea numărului de trepte a determinat folosirea
cutiilor de viteze compuse, iar aceasta a impus, la rândul său, folosirea, apro ape în
exclusivitate, a progresiei geometrice.
Tabelul 5.6
Vitezele reale de deplasare pentru diferite lucrări agricole
Denumirea lucrării Viteza
m/s km/h
Arat 1,1…2,5 4…9
Grăpat 1,4…2,8 5…10
Cultivație totală 1,4…2,8 5…10
Tăvălugit 1,9…3,3 7…12
Semănatul cerealelor păioase 1,9…2,5 7…9
Semănatul culturilor prășitoare 1,4…2,5 5…9
Plantatul răsadurilor 0,1…0,3 0,5…1,0
Plantatul tuberculilor 0,7…1,5 2,5…5,5
Prășitul culturilor 1,1…2,5 4…9
Recoltatul cerealelor păioase și al porumbului 0,8…2,8 3…10
Recoltatul furajelor 0,8…3,3 3…12
Recoltatul sfeclei și al cartofului 0,7…2,2 2,5…8
Recoltatul legumelor 0,7…2,2 2,5…8
Recoltatul plantelor textile 0,8…2,8 3…10
Transportul produselor 2,2…6,9 8…25
În intervalul de viteze adoptat în funcție de des tinația tractorului sau impus prin tema
de proiectare, rația progresiei geometrice se calculează cu relația:
67
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
1
maxmin11n n
n vv
vvq
(5.25)
Prin logaritmarea ultimei relații, se obține numărul treptelor de viteză:
1lglg lgmax min
qv vn
(5.26)
Amintim că rația progresiei geometrice q este egală cu coeficientul minim de
încărcare a motorului:
./min min n e M M q Prin urmare, cu cât valoarea lui q este mai
apropiată de 1, cu atât mai mult puterea motorului poate fi folosită mai complet. În prezent,
pentru vitezele de lucru se recomandă q = 0,75…0,85, iar pentru celelalte trepte (de rezervă,
lente / superlente, de transport) q < 0,75…0,85.
Structura vitezelor în cadrul unor limite date ale vitezelor de deplasare are o
importanță considerabilă în exploatar ea tractorului. Prin realizarea unei structuri cu o rație
variabilă se urmărește ca, folosind același număr de trepte de viteză, să se obțină mai multe
trepte de lucru și mai puține de transport și lente, care se utilizează relativ rar.
Se notează cu qr = vi/vi+1 (unde i = 1,2,3,… n, n fiind numărul real (efectiv) al treptelor
în cutia de viteze). În cazul folosirii unei structuri de viteze cu qr
progresiei
geometrice se calculează cu relația ( 5.25) pentru un număr mai mare de trepte de vi teză, N >
n:
1
maxmin11N N
n vv
vvq
(5.27)
Anulând, convenabil, o parte din treptele de viteză, se obține o transmisie cu o
structură mai rațională a treptelor de viteză.
În tabelele 5.7…5.13 sunt indicate câteva posibilități de obținere a structurii vi tezelor
pe care le oferă cutiile de viteze compuse de tipul (5+1) 2, (4+1)3 și (4+1)4. În aceste tabele
nu este menționată structura treptelor de mers înapoi. Prin raportul dintre game se are în
vedere raportul de transmitere dintre două game consecutive . În aceste tabele, pentru
simplificarea scrierii, s -a folosit notația: r = 1/q.
68
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Tabelul 5.7
Structura vitezelor pentru o cutie de viteze compus ă cu 10 trepte, qr = const.
5.10 DETERMINAREA GRE UTĂȚII TRACTORULUI
5.10.1 Determinarea greutății construc tive
Prin greutate constructivă Gc se înțelege greutatea tractorului în stare nealimentată
(fără combustibil, lubrifianți și apă), fără tractorist, scule, lest și fără utilaj și echipament
special, dar cu tot echipamentul și utilajul care se găsește perma nent pe tractor: cabină, priză
de putere, mecanismul de suspendare etc.
Greutatea constructivă a tractorului trebuie să fie cât mai mică pentru a se asigura o
exploatare rațională, adică cu un randament de tracțiune optim, într -o gamă de viteze cât mai
mare. Ea se determină din condiția asigurării rezistenței și fiabilității tractorului însuși.
Greutatea Gc poate fi determinată în funcție de greutatea specifică constructivă a tractorului,
definită prin raportul gc = Gc / Pn, în N / kW:
nc n n c c Pg PPG G /
[N],
(5.28)
unde Pn este puterea nominală a motorului, în kW.
Pentru greutatea (respectiv, masa) specifică constructivă pot fi folosite valorile din
tabelul 5.8.
Intervalul mare al valorilor pentru mărimea gc se explică prin modul diferit de def inire
a greutății constructive, prin diversitatea destinației tractoarelor și prin nivelul tehnic diferit
atins de producția de tractoare în diferite țări. În plus, mai trebuie menționat și faptul că, din
considerente constructive și tehnologice, acest par ametru nu poate rămâne constant pentru
69
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
întreaga gamă a puterilor (la puteri mici are valori mai mari, iar pe măsură ce puterea crește
valoarea mărimii gc se apropie de valorile inferioare din intervalul respectiv).
Tabelul 5.8
Valorile greutății (masei) specifice constructive și a parametrului tn
Tipul tractorului Greutatea specifică
constructivă Masa specifică
constructivă tn
N/kW N/CP kg/kW kg/CP
Pe roți, 4×2
400…650 294…478 40…65 29…48 0,37…0,39
Pe roți, 4×4 0,40…0,45
Pe șenile 550…900 404…662 55…90 40…66 0,5…0,6
Pentru tractoarele agricole pe roți, cu Pn 35 kW, pentru calculul greutății specifice
constructive poate fi folosită relația următoare, dedusă din analiza de regresie:
3nr
cPCg
[N/kW],
(5.29)
în care:
Cr este coeficientul de regresie, care depinde de nivelul tehnic al producției de
tractoare, Cr = 2000…2200 N/(kW)2/3;
Pn – puterea nominală, în kW.
5.10.2 Determinarea greutății de exploatare
Prin greutate de exploatare G se înțelege greutatea tractorului în timpul utilizării lui,
care este, evident, întotdeauna mai mare decât greutatea constructivă și se compune din:
greutatea constructivă a tractorului; greutatea materialelor de exploatare (combustibil,
lubrifianți și apă); greutatea tractoristului, care , în calcule, se adoptă egală cu 750 N;
greutatea cutiei cu scule; greutatea echipamentului special (care se montează temporar și, de
obicei, la cererea beneficiarului); greutatea lestului (greutăți adiționale, apă în pneuri).
Greutatea tractorului mai este influențată de greutatea mașinilor agricole purtate și de
interacțiunea acestora cu solul și cu tractorul.
Greutatea de exploatare a tractorului este unul din cei mai importanți parametri de
exploatare, influențând într -o măsură foarte mare randamentul de tracțiune al tractorului,
consumul de combustibil și productivitatea sistemului.
70
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Greutatea de exploatare G se determină din condiția de aderență cu solul și a
asigurării unor calități de tracțiune și economice ridicate, corespunzătoare exploatării
tractorului pe un teren orizontal, într -u regim stabilizat ( v = const.). În acest caz, bilanțul de
tracțiune al tractorului are forma:
.fG F Ft m
Exprimând forța Fm în funcție de forța motoare specifică, m = Fm/Gad, (forța motoare
raportată la greutatea aderentă), se obține:
,fG FGt mm
de unde
fFG
mmt
Între funcție de forța motoare specifică, m = Fm/Gad, și forța de tracțiune specifică, t
= Ft/Gad, se deduce următoarea relație de legătură:
,
mt
mt
mm
adm
mf
GfG F
GF
GF
(5.30)
unde m este un coeficient care ia în considerare ponderea greutății aderente.
Pentru tractoarele pe roți 4×4 sau pe șenile, m = 1. Pentru tractoarele 4×2, în calculul
de tracțiune, se adoptă m = 0,8 (în poziție statică m = 0,6…0,65).
În baza relației de definiție a forței de tracțiune specifice, rezultă:
mttFG
Se consideră rațional ca tot calculul de tracțiune să fie raportat la treapta nominală
de lucru (treapta principală de lucru) a tractorului , la care randamentul de tracțiune este
maxim. Corespunzător acestui regim, ultima relație devine:
mtntnFG
(5.31)
Valorile optime ale parametrului tn sunt date, în funcție de tipul tractorului, pe roți
sau pe șenile, în tabelul 5.14.
71
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
5.11 METODA GRAFOANAL ITICĂ DE TRASARE A
CARACTERISTICII TEOR ETICE DE TRACȚIUNE
Caracteristica de tracțiune (sau diagrama de tracțiune) se construiește în funcție de
forța de tracțiune Ft (respectiv forța motoare Fm) și cuprinde reprezentarea grafică a
următoarelor funcții:
δ = f1(Ft) – patinarea;
v = f2(Ft) – viteza reală;
Pt = f3(Ft) – puterea de tracțiune;
ct = f4(Ft) – consumul specific de combustibil, raportat la puterea de tracțiune.
Se consideră cazul exploatării tractorului pe un teren orizontal, la un regim stabilizat
(v=const.).
Cu excepția patinării, toate mărimile depind de treapta de viteză și, de aceea, trasarea
lor se face pentru fiecare treaptă. În continuare se prezintă metoda grafoanalitică a trasării
caracteristicii (fig. 2.4).
Construcția caracteristicii încep e cu trasarea caracteristicii de turație a motorului în
funcție de momentul efectiv Me, în cadranul III . Ea cuprinde următoarele curbe: puterea
efectivă Pe = f1(Me); turația motorului n = f2(Me); consumul orar C = f3(Me) (v. subcapitolul
5.2).
Punctele (mă rimile) cele mai importante ale caracteristicii motorului sunt turația
nominală nn și de mers în gol ng, momentul nominal Mn, momentul maxim Mmax și turația
corespunzătoare acestuia nM, puncte prin care s -au construit drepte ajutătoare (cu linie
întreruptă ).
În cadranul II se construiește graficul vitezelor teoretice vt. Acestea se trasează în
funcție de turația n a motorului. Între viteza teoretică și turația arborelui cotit există o
dependență liniară:
,301nknirv
trt
în care:
r este raza dinam ică a roților motoare;
itr – raportul total de transmitere al transmisiei tractorului;
k1 = πr/(30itr) = const. pentru fiecare treaptă de viteză.
72
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Se obține astfel un fascicul de drepte care trec prin originea O. Pentru trasarea fiecărei
drepte, pe lân gă origine, mai este necesar un singur punct. Acesta corespunde vitezei teoretice
la turația nominală nn. Pentru fiecare treaptă de viteză determinată după metodica de la
paragraful 1.9, se trasează, ținând cont de scara adoptată pentru viteze, un punct pe verticala
ridicată la turația nn.
Metoda trasării caracteristicii (fig. 5.4) este exemplificată pentru două trepte:
– treapta 1 (curbe cu indice 1) – caracterizează treptele la care calitățile de tracțiune
sunt limitate de aderența tractorului cu solul (tr epte neaderente)
5.12 CALCULUL DE TRACȚIUNE
5.12.1. Determinarea vitezelor tractorului
5.12.1.1 Determinarea ratiei progresiei geometrice
0.7499
q=0.70 …0.85;
Vmin = 3.1 km/h 2….3 km/h
Vmax= 20 km/ h 20….27 km/h
1.33
5.12.1.2 Stabilirea vitezelor tractorului
v=v mini-1 i=1…9 -nr treptei respective
5.12.1.2 Stabilirea vitezelor tractorului
treapta 1 2 3 4 5 6 7 8 9
viteza, km/h 2.000 2.667 3.557 4.743 6.325 8.434 11.247 14.998 20.000
viteza, m/s 0.556 0.741 0.988 1.317 1.757 2.343 3.124 4.166 5.556
1 km/h = 1000 m/ 3600s 0.277778 m/s
5.12.1. 3 Alegerea vitezei principale de lucru
Pentru tractoa re pe roti viteza principala de lucru este intre: v tn=7…9km/h
Se alege vtn = 8.43 km/h = 2.343 m/s
5.12. 2 Determinarea for ței de tracțiune la viteza principală de lucru (treapta nominală)
Din relatia de definitie a randamentului de tractiune:
1
m axm inn
vvq
qr1
73
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
14861 [N]
vn -Viteza reală la treapta nominală
vtn -Viteza teoretica la treapta nominala (princi pală)
δn = 0.14 – parinarea la treapta nominală ( 0.13…0.16)
ηtn = 0.67 – randamentul de tracțiune
5.12. 3 Determinarea greutății tractorului
5.12. 3.1 Greutatea constructivă
Gc=gc*P n = 25302 [N]
562.28 N/kW
gc=400…650 -greutatea specifica constructiva, [N/kW]
cr=2000…2200 -coef. de regresie care depinde de perioada de fabricaț ie a tractorului,
[N/(kW)2/3
Se adopt ă cr=2000 [N/(kW)2/3
5.12. 3.3 Greutatea de exploatare a tractorului
34560 [N]
0.40…0.45 pentru tractoare 4×4;
0.45 pentru tractoare cu ro ți egale; 0.43 pentru tractoare cu roți neegale;
Se adoptă 0.45
5.12. 4 Determinarea forței de tracțiune la celelalte trepte
Se foloseste ipoteza de calcul, conform careia puterea la rotile motoare e constanta la
toate treptele:
41292.5
Se adoptă f= 0.09 -coeficient de rezisten ță la rulare
) 1(n tntnn
ntnn
tnvP
vPF
3
nr
cPcg
'
tntnFG
'
tn
'
tn
'
tn
ctA vfG F vfG Ftk tk tn tn ) ( ) (
tn tn vfG F A ) (
74
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
0.08….0.1
treapta 1 2 3 4 5 6 7 8 9
Ftk 71.562 52.972 39.032 28.578 20.739 14.861 10.453 7.147 4.668
Fmk 74.326 55.737 41.797 31.343 23.504 17.626 13.217 9.912 7.433
5.12.5 Trasarea caracteristicii
5.12. 5.1 Caracteristica motorului – se trasează în cadranul III
– Puterea motorului
– Momentul motorului
– Consumul specific
– Consumul orar
n=0.5n n…n n;
cn=cmin*1.05=(224…245)*1.05=225*1.05 = 252.45 g/kWh
ng=(1.06…1.1)*n n=1.06*n n= 2300 rot/min –turația de mers în gol
nmin=0.5*n = 1000 rot/min
nmax=nn= 2300 rot/min
Cg=0.3*c n= 3.24 kg/h
nM=1.13*n n/2=1.13*2 100/2 = 1180 rot/min
fGvAF
tktk
])( 13.187.0[2
n n nn enn
nn
nnP P
nPMe
e9550
])( 55.155.1[2
n nnnn
nncc
1000ecPC
75
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
n Pe Me c C
rot/min kW Nm g/kWh kg/h
1000 25.31438 241.7524 249.2789 6.310342
1100 27.99174 243.0192 242.9932 6.801802
1187 30.24879 243.3664 238.41 7.211613
1400 35.36667 241.2512 230.6667 8.157911
1500 37.50875 238.8057 228.7347 8.579552
1600 39.44412 235.4321 227.8912 8.988966
1700 41.14363 231.1304 228.1361 9.386346
1800 42.57813 225.9007 229.4694 9.770378
1900 43.71846 219.7428 231.8912 10.13793
2000 44.53547 212.6569 235.4014 10.48371
2100 45 204.6429 240 10.8
2300 0 0 252.4626 3.24
5.12. 5.2 Caracteristica vitezelor teoretice – se trasează în cadranul II
– viteza teoretică
r – raza roții
n – turația motorului
itr – raportul de transmitere al transmisiei
n=0 => vt=0
n= nn => vt=vtn
vtn au fost stabilite la punctul 5.12.1.2
treapta 1 2 3 4 5 6 7 8 9
viteza,
km/h 2.000 2.667 3.557 4.743 6.325 8.434 11.247 14.998 20.000
viteza,
m/s 0.556 0.741 0.988 1.317 1.757 2.343 3.124 4.166 5.556
trtirnv30
76
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
5.12. 5.3 Caracteristica fortelor motoare – se trasează în cadranul IV
Bilan țul de tracțiune
La punctul 5.12.1.4. s -au determinat toate forțele de tracțiu ne pentru fiecare treaptă.
Acestea corespund regimului nominal și se măsoară valorile respective pe dreapta dusă
ajutătoare dusă prin punctul Mn.
f =0.090
G= 34560 [N]
Mn= 204 [Nm]
treapta 1 2 3 4 5 6 7 8 9
Ftk 71.562 52.972 39.032 28.578 20.739 14.861 10.453 7.147 4.668
Fmk 74.326 55.737 41.797 31.343 23.504 17.626 13.217 9.912 7.433
5.12. 5.3 Caracteristica teoretic ă de tracțiune – se trasează în cadranul I
Cuprinde următoarele funcții:
a) d= f 1(Ft) – patinarea
b) v=f 2(Ft) – viteza reală
c) Pt=f3(Ft) – puterea de tracțiune
d) ct=f4(Ft) – consumul specific raportat la puterea de trac țiune
a)
– forța de tracțiune specifică ( λm =1 pentru tractoarele 4×4)
b) Viteza reală v= vt (1-d)
Pentru treptele la care s e asigură aderență viteza (v) poate fi trasată în 3 puncte:
Punctul a – regimul de mers în gol al tractorului Ft=0
riMFtrtre
m
fGF Ft m
304.31246.0
tt
GF
mt
t
77
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Punctul b – Ft corespunzător regimului nominal
Punctul b ’ – corespunde vitezei teoretice la regimul respectiv vb = vt *(1- vb’)
Punctul c – Ft corespunde regimului Mmax, vc = vtc *(1- vc)
Pentru treptele la care nu se asigură aderența trasarea se va face prin mai multe puncte.
c) Puterea de tracțiune Pt=Ft*V
d) Consumul specific de tracțiune ct=(1000*C)/Pt [g/kWh]
Tabel pentru treptele neadere nte – nu se asigură tracțiunea
Ft 0 10 15 20 21 21.5 22 22.3 22.46
φt 0 0.28 0.43 0.57 0.60 0.62 0.63 0.64 0.65
δ 0 0.08 0.14 0.35 0.48 0.58 0.74 0.89 1
vta1, km/h 2.1 2.1 2.1 2.1 2.1 2.1 2.1 2.1 2.1
va1, km/h 2.1 1.932 1.806 1.365 1.092 0.882 0.546 0.231 0
Pt1, kW 0 5.36 7.52 7.58 6.37 5.26 3.33 1.43 0
vta2, km/h 2.79 2.79 2.79 2.79 2.79 2.79 2.79 2.79 2.79
va2, km/h 2.79 2.56 2.39 1.81 1.45 1.17 0.72 0.30 0
Pt2, kW 0 7.13 9.99 10.07 8.46 6.99 4.43 1.90 0
vta3, km/h 3.74 3.74 3.74 3.74 3.74 3.74 3.74 3.74 3.74
va3, km/h 3.74 3.44 3.21 2.431 1.94 1.57 0.97 0.41 0
Pt3, kW 0 9.55 13.40 13.50 11.34 9.38 5.94 2.54 0
vta4, km/h 4.97 4.97 4.97 4.97 4.97 4.97 4.97 4.97 4.97
va4, km/h 4.97 4.57 4.27 3.23 2.58 2.08 1.29 0.54 0
Pt4, kW 0 12.70 17.80 17.94 15.07 12.46 7.89 3.38 0
Tabel pentru treptele aderente – se asigură tracțiunea
Ft 0 3.98 4.59 5.20 Ft 0 5.99 6.82 7.65
φt 0 0.12 0.13 0.15 φt 0.00 0.17 0.20 0.22
δ 0 0.03 0.03 0.04 δ 0.00 0.04 0.05 0.06
vta9, km/h 21.00 19.80 15.46 11.12 vta8, km/h 15.73 14.75 11.49 8.23
va9, km/h 21.00 19.21 15.00 10.68 va8, km/h 15.73 14.16 10.92 7.74
Pt9, kW 0 21.23 19.12 15.42 Pt8, kW 0 23.56 20.68 16.44
Ft 0 8.61 9.66 10.70
Ft 0 12.28 13.54 14.80
φt 0 0.25 0.28 0.31
φt 0 0.36 0.39 0.43
δ 0 0.06 0.07 0.08
δ 0 0.10 0.12 0.14
vta7, km/h 11.80 10.90 8.45 6.00
vta6, km/h 8.85 7.96 6.15 4.34
va7, km/h 11.80 10.25 7.86 5.52
va6, km/h 8.85 7.16 5.41 3.73
Pt7, kW 0 24.51 21.08 16.41
Pt6, kW 0 24.44 20.36 15.34
78
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Ft 0 17.00 18.85 20.70
φt 0 0.49 0.55 0.60
δ 0 0.19 0.27 0.43
vta5, km/h 6.63 5.75 4.40 3.04
va5, km/h 6.63 4.66 3.21 1.73
Pt5, kW 0 21.99 16.80 9.96
CAPITOLUL 6
PROIECTAREA AMBREIAJULUI PRINCIPAL
6.1 ROLUL ȘI CONDIȚIILE IMPUSE AMBREIAJELOR
Ambreiajul principal se plasează între arborele cotit al motorului și cutia de viteze,
constituind în transmisiile mecanice, primul ansamblu al transmisiei. El este un cuplaj cu rol
de decuplare temporară și cuplare progresivă a motorului cu transmisia, necesare în diferite
situații cum ar fi:
– pornirea din loc a tractorului, regimul stabil de funcționare fiind atins prin
creșterea progresivă a sarcinilor din organele transmisiei și motorului;
– oprirea temporară a tractorului cu motorul în funcțiune;
– schimbarea treptelor de vite ze;
– limitarea valorii maxime a momentului de torsiune din organele transmisiei și
motorului prin patinarea elementelor sale, în cazul apariției suprasarcinilor (rol de
cuplaj de siguranță).
Ambreiajului principal i se impun și condiții specifice, cum ar fi :
– siguranță în transmiterea cuplului motor, în orice condiții de exploatare;
– decuplarea rapidă și completă, deoarece un moment remanent îngreunează
schimbarea treptelor de viteze, mărind uzarea pieselor;
– construcție simplă și rațională astfel încât momentu l de inerție al părților conduse
să fie minim, ușurând schimbarea treptelor de viteze prin micșorarea șocurilor din
danturi;
– echilibrarea naturală a forțelor normale la suprafețele de frecare ale ambreiajului,
fără ca acestea să fie transmise lagărelor arb orilor;
– evacuarea ușoară a căldurii de pe suprafețele elementelor de frecare, pentru a mări
durabilitatea pieselor ambreiajului;
79
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
– exploatarea, întreținerea, montarea și demontarea ușoare, reglaje simple.
6.2 PROCESUL DE DEMARARE A TRACTORULUI
În cadrul ca lculului de tracțiune este necesar să se verifice posibilitatea pornirii din
loc și demarajul tractorului în sistem cu mașinile sau uneltele agricole. Timpul de demarare
constituie una din cele mai importante caracteristici dinamice ale tractorului.
Pentr u pornirea din loc a
tractorului, după pornirea motorului
(maneta cutiei de viteze fiind în
poziția neutră), se decuplează
ambreiajul principal și se cuplează
treapta de viteze cu care se lucrează
până la terminarea lucrării. Înainte de
cuplarea ambreiajul ui, sistemul de
reglare a debitului de combustibil se
fixează în poziția regimului de lucru.
Debitul mărit de combustibil care intră în cilindri duce la creșterea rapidă a vitezei unghiulare
a arborelui cotit până la valoarea corespunzătoare mersului în
gol g (fig. 6.1). Se cuplează lin apoi ambreiajul, motorul intrând progresiv în
sarcină, permițând regulatorului să mărească debitul de combustibil. Tractorul pornește din
loc atunci când momentul de frecare al ambreiajului Ma îl egalează pe cel rezistent (perioada
0 – t1, în care ambreiajul patinează complet). Această perioadă este de ordinul fracțiunilor de
secundă, putând ajunge până la 1…1,5 s, depinzând de sarcină. Lucrul mecanic de frecare
fiind transformat în căldură, prelungirea ei conduce la deteri orarea prin supraîncălzire a
ambreiajului. Aceasta se consideră prima perioadă de demarare.
A doua perioadă a procesului de demarare se caracterizează prin patinarea parțială a
ambreiajului. Viteza unghiulară a elementelor conduse crește permanent și, prin urmare,
crește viteza de deplasarea a tractorului. În această perioadă, turația arborelui cotit se reduce
datorită acțiunii de frânare a momentului de frecare al ambreiajului.
A treia perioadă a procesului de demarare începe la momentul t2, când patinarea
ambreiajului încetează, vitezele unghiulare ale arborelui ambreiajului a și a arborelui cotit
devin egale (punctul A din fig. 6.1). Se egalează și momentele corespunzătoare ale
Fig. 6.1 Diagrama de demarare a tractorului
80
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
elementelor conduse și ale celor conducătoare, momentul scăzând în continua re până la
atingerea valorii Mrez, când viteza tractorului se stabilizează.
6.2.1 Prima perioadă a procesului de demarare
Pentru determinarea lucrului mecanic de frecare L1 al ambreiajului, dezvoltat în
timpul t1, trebuie cunoscute legile de variație a mo mentului de frecare Ma și a vitezei
unghiulare a arborelui cotit și, de asemenea, a timpul t1 în care ambreiajul patinează
complet.
Acest lucru mecanic se poate determina cu expresia:
L Mdtn at
101 ,
(6.1)
unde n este viteza unghiulară nominală a arborelui cotit.
În general, legea de variație a momentului Ma nu se cunoaște și, de aceea, în practică
se folosește relația:
L M trez n 1 1 05, ,
(6.2)
în care: Mrez este momentul de rezistență al agregatului, redus la arborele ambreiajului (se
adopt ă egal cu momentul nominal al motorului);
0,5 – coeficient care introduce în calcul valoarea medie a momentului;
t1 – durata primei perioade de demaraj.
Timpul t1 depinde de viteza de creștere a momentului Ma și de valoarea momentului
de rezistență Mrez și se poate determina pe cale experimentală. Astfel, s -a stabilit că
t1=0,1…0,7 s; valoarea inferioară corespunde ambreiajelor cu fricțiune cu comandă
hidraulică, iar valoarea maximă – pentru tractoare grele și cu acționare mecanică a
ambreiajului.
6.2.2 Perioada a doua a procesului de demarare
Pentru simplificarea calculului, toate masele agregatului (tractor + mașină agricolă
sau remorcă) se reduc la arborele ambreiajului. Reducerea se face în baza egalității dintre
energia cinetică a masei reduse și ene rgia cinetică a sumei tuturor maselor agregatului aflate
în mișcare. Neglijând pierderile în transmisie, se poate scrie:
J mv Jra t xx 2 2 2
2 2 2 ,
(6.3)
în care: Jr este momentul de inerție al masei reduse, în Nms2;
81
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
a – viteza unghiulară a arborelui ambrei ajului, în s-1;
mt – masa totală a agregatului, în kg;
v – viteza de deplasare a agregatului, corespunzătoare vitezei unghiulare a, în
m/s;
Jx – momentul de inerție al unei părți oarecare aflată în mișcare de rotație și
legată cinematic cu arborele amb reiajului, în Nms2;
x – viteza unghiulară a părții respective, corespunzătoare vitezei unghiulare a,
în s-1.
Folosind noțiunea de coeficient al maselor în mișcare de rotație rot și exprimând viteza
unghiulară a în funcție de turația motorului n, se ob ține următoarea expresie a momentului
de inerție redus al agregatului:
Jmm v
nrrot ma
3012
2
2
,
[Nms2] (6.4)
unde m și mma sunt masa tractorului și, respectiv, a mașinii agricole, în kg, iar v este viteza de
deplasare, în m/s.
Pentru tractoarele pe roți, în gama vitezelor de lucru 1,1…4,2 m/s, se poate adopta
rot=0,3/v; pentru tractoarele pe șenile, în gama vitezelor 1,1…2,2 m/s, se poate adopta
rot0,1.
În figura 6.2, a este prezentată schema dinamică echivalentă a maselor tractorului,
corespunzătoare per ioadei a doua de demarare. J M reprezintă momentul de inerție al maselor
motorului aflate în mișcare de rotație și translație, reduse la arborele cotit, iar J r – momentul
de inerție al tuturor maselor agregatului, reduse la arborele primar al transmisiei. A rborii pe
care sunt montați cei doi volanți echivalenți sunt uniți printr -un ambreiaj cu fricțiune. În
aceeași schemă se prezintă sensul cuplului motor M e și al momentului rezistent M rez al
întregului agregat reduse la arborele ambreiajului. Deși momentul Me crește pe măsură ce
viteza unghiulară a arborelui cotit scade (v. fig. 6.2,b), se presupune că pe toată perioada a
doua de demarare M e= M n= const.
Din ecuațiile de echilibru rezultă:
82
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
M J M M Jn M a n ra ,
(6.5)
în care: este decelerația unghiulară a arborelui cotit;
a – accelerația unghiulară a arborelui primar al transmisiei.
a b
6.2 Scheme pentru calculul perioadei a doua de demarare
Din ecuațiile ( 6.5) rezultă:
M M
Jconsta n
M. (6.6)
Viteza unghiulară a arborelui cotit, în orice moment al acestei perioade, se determină
cu relația:
nt, (6.7)
unde n este viteza unghiulară inițială a arborelui cotit, considerată egală cu cea nominală.
Variația vitezei unghiulare în decursul perioadei a doua de demarare este liniară
(fig.3.3).
Accelerația unghiulară a arb orelui primar se determină tot din relația (3.5):
aa n
rM M
Jconst . (6.8)
Viteza unghiulară a arborelui primar al transmisiei în orice moment al acestei
perioade este
83
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
a at . (6.9)
Graficul de variație al lui a este tot o
dreaptă, da r care trece prin origine (fig. 6.3). Prin
intersecția celor două drepte se determină timpul t2
(punctul A), după care cele două viteze unghiulare
devin egale și ambreiajul nu mai patine ază. Durata t2
se det ermină analitic din ecuațiile ( 6.7) și ( 6.9):
2 2 2 n a t t,
de unde
tn
a2
,
(6.10)
iar
2 2aa
an t ,
(6.10)
unde și a se determină cu relațiile ( 6.6) și ( 6.8).
Accelerația liniară a mișcării tractorului în această perioadă este constantă și este dată de
expresia:
adv
dtd r
dtmm
2( ),
unde m este viteza unghiulară a roții motoare:
ma
tra
tr it
i ,
și deci
adrt
idtr
iam
trm
tra 2( ). (6.11)
Determinarea lucrului mecanic de frecare al ambreiajului, corespunzător perioadei a
doua de demarare a tractorului se face presupunând că momentul Ma=const. Lucrul me canic
transmis de arborele cotit în timpul elementar dt este
dL M dte a,
Fig. 6.3 Variația vitezelor unghiulare
în funcție de tim pul de demarare
84
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
unde este viteza unghiulară a arborelui cotit într -un anumit moment al perioadei a doua.
În același interval de timp, arborele ambreiajului primește lucrul mecanic
dL M dta aa ,
unde a este viteza unghiulară a arborelui ambreiajului în același moment al perioadei a
doua.
Diferența celor două lucruri mecanice elementare reprezint ă lucrul mecanic elementar
de frecare al ambreiajului, adică
dL dL M dte a a a ( ),
Lucrul mecanic total de frecare al ambreiajului din perioada a doua are expresia:
L M dta at
202( ).
Grafic, valoarea integralei este reprezentată prin suprafața triunghiului OAn din
figura 6.3, a cărei arie este exprimată în radiani, adică
L MtMan
an
a222
2 2
( ).
Ținând cont de relațiile ( 6.6) și (6.8), se obține
LM
M M
JM M
JM
M J Jan
a n
Ma n
rn
n
a M r22 2
2 211 1
sau făcând înlocuirea
M Ma n , se obține
L
J Jn
M r22
211 1 1
. (6.12)
Din expresia ( 6.12) rezultă că lucrul mecanic de frecare în cea de a doua perioadă a
procesului de demarare crește o dată cu mărirea vitezei unghiulare n a arborelui cotit și a
momentelor de inerție JM și Jr. Lucrul mecanic de frecare se micșorează o dată cu creșterea
coeficientului de rezervă al ambreiajului , însă, prin aceasta, cresc solicitările maxime în
organele transmisiei și motorului.
Calculele de rezistență la uzură și încălzire ale ambreiajului trebuie să se facă la lucrul
mecanic total
85
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
LLL1 2. (6.13)
6.2.3 Perioada a treia a procesului de demarare
În perioada a treia de demarare, cei doi vo lanți convenționali din figura 6.4 se
solidarizează și mișcarea relativă dintre ei dispare. Pentru calculul perioadei de timp t3 în care
tractorul atinge viteza maximă stabilizată, se urmărește schema din figura 6.4, b, unde este
reprezentată o porțiune din caracteristica externă a motorului Diesel de tractor,
corespunzătoare legii de variație a momentului motor.
În această perioadă de demarare, ecuația bilanțului momentelor are forma:
M M JJe n r M ,
de unde rezultă
M M
J Je n
r M. (6.14)
Folosind asemănarea de triunghiuri din figura 6.4, b, se obține:
M M M Me n nn
n
2
2
.
(6.15)
a b
Fig. 6.4 Scheme pentru calculul perioadei a treia de demarare
Deoarece
d dt/ , utilizând relația ( 6.15), timpul corespunzător perioadei a treia
se calculează cu relația:
gn 2Me- MnM2-Mn
Me
Mn
n- 2n-A
B
86
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
tM MJ JdM MJ Jn
nr M
nn
nr Mn
n nn
32
22
22
2
ln .
Se constată din ultima relație că, teoret ic, viteza maximă se atinge după un timp
infinit. De aceea, se consideră
095,n și atunci
tM MJ Jn
nr Mn
n32
22
005
ln,. (6.16)
Timpul total de demarare a tractorului este
t ttttot1 2 3.
În orice moment al perioadei a treia de demarare, a ccelerația liniară a tractorului se
determină cu o formulă analoagă perioadei a doua, adică:
air
trm 3,
unde este accelerația unghiulară a întregului sistem și se determină cu relația ( 6.14).
În baza celor spuse mai sus, se desprind următoare le concluzii:
– timpul de demarare a tractorului depinde într -o mare măsură de rezerva cuplului
motor. Cu cât acesta este mai mare, cu atât mai bune sunt calitățile de demaraj ale
tractorului;
– pentru ușurarea pornirii din loc și a procesului de demarare, se recomandă
folosirea cutiilor de viteze cu schimbarea treptelor din mers, sub sarcină.
6.3 AMBREIAJE CU FRICȚIUNE NORMAL CUPLATE CU
DOUĂ FLUXURI DE PUTERE
Ambreiajul dublu are rolul de a transmite puterea motorului pe două căi. El reprezintă
reunirea a două ambreiaje într -un singur ansamblu. Unul din ambreiaje transmite puterea la
transmisie (ambreiajul principal), iar celălalt, la arborele prizei de putere (ambreiajul prizei de
putere). Ambreiajul dublu trebuie să îndeplinească executarea următoarelor operații:
– oprirea și pornirea din loc a tractorului fără a întrerupe fluxul de putere spre organele
de lucru ale mașinii agricole;
– demararea succesivă a mecanismelor mașinilor agricole și a agregatului;
– schimbarea treptelor de viteze ale tractorului fără oprirea organelor de lucru ale
mașinii agricole;
– oprirea și demararea organelor de lucru ale mașinii agricole fără oprirea tractorului.
87
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
a) Ambreiaje duble care îndeplinesc toate cele patru operații . În figura 6.5 este
prezentată schema constructivă și de comandă a unui astfel de ambreiaj. Construcția este
formată din două ambreiaje – principa l și al prizei de putere (fig. 6.5, a). Construcția este
compactă pentru că folosește un singur mecanism de presiune pe discuri (arcurile comune 14
apasă ambele discuri de presiune) și un singur mecanism de decuplare.
Fig. 6.5 Schema constructivă și de acționare a unui ambreiaj dublu :
a – schema constructivă; b – acționarea prin pedală și manetă fixate pe aceeași pârghie;
c – acționarea de la pedale diferite.
Pe arborele ambreiajului principal 9, legat cu arborele primar al cutiei de viteze, se
montează prin caneluri discul condus 2 între discul de presiune 1 și volantul 3. Ambreiajul
prizei de putere folosește un arbore tubular 8, legat de arborele prizei de putere prin
angrenajul cilindric 10, pe canelurile sale fiind montat discul condus 13, între discul de
presiune 11 și carcasa 12. Ambreiajul principal se decuplează deplasând manșonul 7 spre
dreapta, când pârghia 6 retrage discul de presiune 1 spre dreapta cu ajutorul tijei 4. Dacă
manșonul 7 se deplasează spre stânga, pârghia 6 apasă cu șurubul de reglare 5 pe discul de
presiune 11, deplasându -l spre stânga. Stabilirea poziției corecte a sistemului de pârghii se
realizează cu excentricul e, șurubul 5 servi nd la modificarea distanței dintre acesta și discul
de presiune 11. Comanda ambreiajului se poate realiza folosind pentru ambreiajul prizei de
88
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
putere o manetă ce face corp comun cu pedala ambrei ajului principal (fig. 6.5, b) sau două
pedale diferite (fig. 6.5, c) cu cursa liberă mărită, astfel încât, prin acționarea uneia, cealaltă
să nu fie deplasată. Dezavantajul acestui tip de ambreiaje este acela că nu pot fi decuplate
simultan ambele ambreiaje. La construcțiile analizate în continuare se asigură și ace astă
posibilitate.
Construcția din figura 6.6, a constă din două ambreiaje reunite într -un singur
ansamblu, comandate prin sisteme proprii de pârghii, de la pedale separate. Fiecare ambreiaj
are arcuri de presiune, pârghii și manșoane de decuplare individ uale. Ambreiajul principal
transmite mișcarea prin discul condus 1, la arborele ambreiajului 6, iar ambreiajul prizei de
putere, prin discul condus 9 la arborele tubular 5 și de aici la arborele 7 al transmisiei prizei
de putere. Reglajul celor două ambrei aje se realizează cu ajutorul piuliței 8 și, respectiv,
șurubului 4. Gabaritul ambreiajului se mărește atât în lungime (prin intercalarea carcasei 2
între ambreiaje), cât și în diametru (datorită tijelor 10 pentru decuplarea ambreiajului
principal).
Fig. 6.6 Scheme constructive ale unor ambreiaje duble cu decuplare în paralel:
a – fiecare ambreiaj are arcuri de apăsare proprii; b – ambreiajele au arcuri de apăsare
comune.
Aceste dezavantaje sunt mult dimin uate la construcția din figura 6.6, b. La aceast ă
variantă dispare carcasa dintre ambreiaje. Ambreiajul principal este decuplat prin manșonul
8, pârghiile 7 și tijele 5, care deplasează spre dreapta discul de presiune 1, iar ambreiajul
prizei de putere se decuplează prin manșonul 9, pârghiile 13, și tij ele 15, care deplasează spre
stânga discul de presiune 4. Arcurile de presiune 16 apasă simultan pe discurile de presiune 1
89
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
și 4. În stare cuplată, cele două ambreiaje transmit concomitent mișcarea prin discul condus 2
la arborele ambreiajului principal 11, iar prin discul condus 14, la arborele tubular 10 și, de
aici, la arborele prizei de putere 12.
b) Ambreiaje duble care îndeplinesc primele trei operații . Aceste ambreiaje au un
singur mecanism de decuplare, la care manșonul se deplasează în aceeași dir ecție în două
etape distincte. Prima etapă este destinată decuplării ambreiajului principal, iar a doua
decuplării ambreiajului prizei de putere. În cazul ambreiajului reprezentat schematic în figura
3.8, ambreiajul principal este format din carcasa 4, fixată rigid pe volantul motorului 1, discul
de presiune 6 și discul condus 5, montat pe canelurile arborelui tubular 11, de la care
mișcarea se transmite cutiei de viteze. Ambreiajul prizei de putere este format din discul
condus 2, montat pe canelurile arbo relui 12, și din discul de presiune 3. Presiunea pe discuri
se obține cu ajutorul arcurilor 7.
6.4 CALCULUL AMBREIAJULUI TRACTORULUI
6.4.1 Calculul discurilor ambreiajului
Calculul momentului de frecare
La proiectarea ambreiajului se urmarește stabilir ea momentului maxim de frecare din
ambreiaj (a momentului de calcul), determinarea dimensiunilor principale ale ambreiajului, a
caracteristicilor arcurilor de presiune, dimensionarea arborelui și a mecanismului de
acționare.
În calcul spre deosebire de aut ovehicule, la tractoare se utilizează momentul nominal,
deoarece, motorul tractorului funcționează foarte rar la moment maxim.
Momentul de frecare al ambreiajului, M a
[Nm]
În care:
β – coeficientul de rezervă al ambreiajului
2…3,5β
pentru tractoare agricole cu ambreiaj normal cuplat
Mn =204.64 [Nm] – momentul nominal al motorului
Se adoptă:
24,716 64.2045,3 Mn Ma
90
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
β = 3,5
Calculul suprafețelor de frecare
Se pleacă de la relația momentulu i de frecare transmis de ambreiaj:
ma
m m f arμzMF rzμF rzF M
[N],
În care:
F – forța de apăsare;
μ – coeficientul de frecare;
z – numărul suprafețelor de frecare;
rm – raza medie de frecare.
Pentru a se putea efectua calculul suprafețelor de frecare s -a ales cuplul de materiale în
frecare format din materiale metalo -ceramice și fontă , oțel sau oțel aliat, cu următoarele
proprietăți:
– presiunea admisibilă p a = 0,4….0,6 MPa
– coeficientul de frecare µ = 0,4…0,55
Se adoptă:
pa = 0,4 Mpa; µ = 0,4
Fig 6.7 Schemă de calcul pentru suprafețele de frecare
În figura 6.7 este prezentată schema de calcul pentru suprafețele de frecare
91
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Forța F se consideră uniform distribuită pe suprafața de frecare, rezultând o presiune p, care
are expresia:
AFp
[MPa]
În care:
A – aria unei suprafețe de frecare și se calculează cu relația:
)c(1r2πA2 2
e
[mm2]
unde:
5 0,53…0,7rrc
ei
Se adoptă:
c = 0,75
Înlocuind expresiile forței de apăsare, F și a suprafe ței de frecare, A în expresia presiunii,
rezultă:
)c(1c)(1rμzπM4
)c(1r2πc)(12rμzM
p2 3
ea
2 2
eea
re
mm m123 123.0
) 0,75(1 0,75)(1 100,40,42π367,854
)c(1c)(1pμzπM4r 32 632
aa
e
Cunoscând valoarea razei exterioare se determină raza interioară și cea medie a discului de
presiune precum și aria unei suprafețe de frecare :
25,92 75,0 123 crre i
mm
2 2 2 2 2 2021.0 46, 207832)25,92 123(214.3
2m mm zr r Ai e
Pentru discul de presiune se adoptă următoarele valori :
– diametrul exterior al discului: D = 246 mm
– diametrul interior al discului: d = 184.5 mm
– lungimea radială a garniturilor:
mmdD5,342171 240
2
– grosimea garnitu rilor: g = 3 mm
92
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
6.4.2 Verificarea ambreiajului la uzură și la încălzire:
Verificarea la uzură:
În mod obișnuit pentru a aprecia uzura garniturilor de fricțiune, se folosește ca parametru,
lucrul mecanic specific de frecare dat de relația următ oare :
zALLs
[J/m2]
În care:
L – lucrul mecanic al patinării, corespunzător primelor două perioade de demarare și se
calculează cu relația: L = L 1 +L2 ;
A – aria unei suprafețe de frecare, în mm;
z – numărul perechilor s uprafețelor de frecare;
L1 – lucrul mecanic corespunzător primei perioade de demarare;
L2 – lucrul mecanic corespunzător celei de -a doua perioade de demarare.
98, 67463,080,21964.2045,0 5.01 1 t M Ln rez
[J]
În care:
Mrez – momentul rezistent al agregatului, redus la arborele a mbreiajului se adoptă egal cu
momentul nominal al motorului.
– viteza unghiulară nominală a arborelui cotit
t1 =0,3..0,7 – durata primei perioade de demaraj
Se adoptă:
Mrez =204.6 [Nm]
t1 = 0,3 [s]
r Mn
J JL
1 1 1122
2
În care:
JM – momentul de inerție al maselor motorului aflate în mișcare, reduse la arborele cotit;
51,0 43,02,1J1,2 Jv M
[Nms2]
18,21930210014,3
30 snn
n
93
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Jr – momentul de inerție al agregatului, redus la arborele ambreiajului.
Jv – momentul de inerție al volantului [N.m.s2].
2
2 2
nn
v smN76,08,2196,042801
ωMθJ
θ – coeficient care se adoptă în intervalul 175…330.
Se adoptă:
θ = 180
2
222
2
n2
ma rot2
r smN24,021002,25 200 1919,25 0,131π30
nv mmδ1π30
J
În care:
13,025,23,0 3,0v
v – viteza tractorului în treapta principală de lucru în m/s
m – masa tractorului în kg
mma – masa mașinii agricole în kg
Se adoptă:
mma = 200 kg
85, 592715,848312
27.01
51.01
5,31128,219
J1
J1
β112ωL2
r M2
n
2
J
83, 1267485,592798,6746 LLL2 1
J
2 sa 2 2 smkJ0 1000…120 LmkJ78,301mJ6, 3017812021.083, 12674
zALL
Verificarea la încălzire:
Se face doar pentru piesele cele mai solicitate din punct de vedere termic , respectiv
pentru discuri le de presiune.
Lucrul mecanic la patinare se transformă în caldură, ridicând temperatura pieselor
ambreiajului; din această cauza garniturile de fricțiune funcționează în condiții grele, datorită
25, 19198.965, 18808 gGm
94
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
slabei lor conductibilități termice; deoarece timpul de cup lare este mic și schimbul de caldură
cu exteriorul este foarte redus rezultă că piesele mecanice trebuie să aibă o masa suficient de
mare pentru a putea absorbi căldura rezultată, fără a provoca o încălzire excesivă a acestora si
în special a garniturilor de fricțiune. Ținând cont de faptul că lucrul mecanic de patinare cel
mai mare se produce la plecarea din loc a automobilului, aprecierea și compararea
ambreiajelor, din punct de vedere al încălzirii se face pentru acest regim de creștere a
temperaturii.
Creșterea temperaturii de încălzire a piesei, pentru o cuplare a ambreiajului, se
determină cu ajutorul relației:
ptmcLγΔ
,
C Ct0 015 8
În care:
mp – masa piesei în kg
γ – ponderea căldurii degajată care încălzește piesa respect ivă
c = 500 [J/kgK] – căldura specifică a piesei
Ponderea căldurii degajată se determină cu relația :
În care:
zp – este numărul suprafețelor de frecare ale piesei ce se verifica
ztot – numărul total al perechilor suprafețelor de frecare din ambreiaj
Se adoptă:
Δt = 8ο C
zp = 2
ztot = 4
Din relația creșterii de temperatură se determină masa piesei încălzite mp
kg58.18 50083, 126740.5
ΔcLγm
tp
Se adoptă:
mp =2 kg
5.042
totp
zz
95
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Cunoscând densitatea materialului din care este fabricat discul de presiune,
37850kg/mρ
(densitatea oțelului ), se poate determina grosimea acestuia, l:
mm25.12
3,14 10 25.92 123 7850102
π R Rρm
l6 2 23
2
min2
maxp
Se adoptă:
l =14 mm
6.4.3 Calculul arcurilor de presiune
Forța de presiune pe discuri F se obține cu ajutorul unor arcuri montate în stare
comprimată, pe partea frontală a discului de presiune sau prin montarea unui arc central. Prin
utilizarea unui arc central se realizează o presiune mai uniformă pe discuri, dar se complică
construcția rulmentului de presiune, deoarece arcul se montează tot pe arborel e ambreiajului.
Valoarea forței F se determină din relația:
35, 7395262,10745.01064,2045,33
zrMFzrF M M
mn
m n a
[N]
În care:
F – forța de apăsare;
μ – coeficientul de frecare;
z – numărul suprafețelor de frecare;
rm – raza medie de frecare.
62,107225.92 123
2i e
mr rr
mm
Forța care acționează datorită unui arc se determină cu relația:
06, 1450685,03, 4297
85,00
azFF
[N]
În care:
za – numărul arcurilor
0,85 – coeficient ce ia în considerație neuniformitatea acțiunii arcurilor.
Se adoptă:
za = 6 arcuri
Se consideră că d eformația arcului crește cu 20%, rezultă forța de calcul va fi:
96
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
2900 06, 14502,1 2,10 m ax F F
[N]
Deoarece arcurile de presiune sunt solicitate la torsiune, verificarea lor se face din acest punct
de vedere cu ajutorul relației:
KDdFa
83
max
,
În care:
d – diametrul spirei arcului
D – diametrul mediu al arcului, în mm
a – tensiunea admisibilă la torsiune, a = (630…700)MPa
K – coeficient care depinde de secțiunea și curbura arcului
23.13242 24
3424ccK
c – indicele arcului ce caracterizează curbura sp irei
)8….5(dDc
Se adoptă:
c = 6
Din relația de verificare, prin înlocuire, se obține relația cu ajutorul căreia se det ermină
diametrul spirei arcului
87.4650624,81923,16,1 / 6,1m ax ac KF d
mm
Se adoptă conform STAS 795:
d = 5 mm
3056dcD
mm
Pentru arcurile de presiune se alege sârma rotundă TRS -5 STAS 892 -80
În determinarea numărului de spire active, se folosește graficul de variație a forței în funcție
de săgeată, prezentat în figura 6.8.
97
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Fig. 6.8. Graficul de variație a forței în funcție de săgeată
În care:
f0 – deformația arcului în stare pretensionată și corespunde forței inițiale F 0
fmax – deformația arcului când ambreiajul este complet decuplat și corespunde forței maxime
Fmax
f – deformația suplimentară ( distanța dintre suprafețele d e frecare)
f = (0,375….0,75) mm – pentru ambreiajele cu două discuri
Deformația arcului în stare pretensionată se determină cu relația :
43
0
08
GdnDFf
,
Deformația arcului corespunzătoare forței maxime se determină cu următoarea relație:
43
max
0 max8
GdnDFf f f
,
În care:
G = (75…83)103 MPa – modulul de elasticitate transversal, în funcție de material.
Se adoptă:
31080G
MPa
f = 0.65 mm
Scăzând cele doua relații se obține relația cu ajutorul căreia se poate determina numărul de
spire active ale arcului de presiune.
98
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
nGdnDFGdnDF F f ff 43
0 43
0 max 0 max82,08
,
89.03096, 14506,11058065,0
6,133 4
3
04
DFfGdn
spire
Se adoptă:
n = 1 spire
Lungimea constructivă liberă a arcului se stabilește cu relația:
01.32)12(101.115)22()1( 2m ax ns fd nL
mm
În care :
s = (0,5 …..1)mm Jocul între spire când a rcul este în stare comprimată
01.11105802 3096, 14508 8
3 43
43
0
0 GdnDFf
mm
66.1165,001.110 m ax f f f
mm
Se adoptă:
s = 1 mm
L = 33 mm
6.4.4Calculul arborelui ambreiajului
Momentul de torsiune, ce solicită arborele ambreiajului se determină cu relația:
42,441 64,2045,32,1 2,1 n t M M
[Nm] = 859,48
În care :
– coeficientul de sigurantă
Mn – momentul nominal al motorului
Schema de calcul pentru arborele ambreiajului este prezentată în figura 6.9
99
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Fig 6.9 Schemă de calcul pentru arborele ambreiajului
Arborel e ambreiajului este solicitat la torsiune de momentul de torsiune :
at
tdM 32,0
În care:
d – diametrul secțiunii minime în zona solicitată
a – tensiunea admisibilă la solicitarea de torsiune
a = 80….120MPa
Din relația de mai sus se poate deter mina valoarea diametrului secțiunii minime în zona
solicitată, și anume:
39.261202,010 859,48
2,033
3
atMd
mm
Pentru arborele ambreiajului principal se alege arbore canelat cu profil dreptunghiular serie
mijlocie: 8x32x38 STAS 1770 -68 cu următoarele dimensiuni:
– diame trul interior d = 32 mm
– diametrul exterior D = 38 mm
– grosimea canelurii b = 6 mm
– înălțimea canelurii h = 3 mm
– numărul de caneluri z =8 caneluri
Pentru arborele ambreiajului prizei de putere se alege arbore canelat și butuc canelat cu profil
dreptunghiular serie mijlocie 6x28x34 STAS1770 -68 cu următoarele dimensiuni:
– diametrul interior d = 28 mm
– diametrul exterior D = 34 mm
100
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
– grosimea canelurii b = 7 mm
– înălțimea canelurii h = 3 mm
– numărul de caneluri z =6 caneluri
Canelurile arborelui ambreiajului sunt solicitate la strivire și forfecare de aceea sunt
verificate:
La strivire:
asn
sd DlzM 2 28
În care:
l – lungimea pe care sunt executate canelurile, care în condiții normale se recomandă să fie
egală cu diametrul exterior al arborelui
38Dl
mm
as – tensiunea admisibilă la strivire
as = (20….30)MPa
58.6)32 38(3881064,2048 8
2 23
2 2d DlzMn
s
[MPa]
Verificarea canelurilor arborelui la forfecare:
afn
fdDblzM 4
În care:
as = (20…30) MPa – tensiunea admisibilă la forfecare
b – grosimea canelurii
29,3)3238(63881064.2044 43
dDblzMn
f
[MPa]
6.4.5 Calculul discurilor ambreiajului
În cazul discurilor conduse, se verifică la strivire canelurile butucului, iar la forfecare și
strivire niturile de fixare a discului de butuc cât și niturile de fixare a garniturilor de fricțiune
pe disc.
Schema de calcul în care sunt verificate niturile de fixare este prezentată în figura 6.10.
101
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
6.10 Schema de calcul verificare nituri de fixare
Verificarea niturilor la strivire:
MPasdnrM
asn
s 90….80
1
În care:
n –numărul niturilor
s – valoarea minimă dintre s 1 si s 2
r – raza de dispunere a niturilor
d1 – diametrul nitului
Se adoptă;
n = 8
s = s 1 = 2 mm
r = 26,5 mm
d1 = 4 mm
MPasdnrMn
s 4.102845.261.105
1
Verificarea canelurilor butucului la strivire:
102
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Se utilizează aceleași relații ca și în cazul arborelui, cu deosebirea că lungimea pe care sunt
executate canelurile este mai mică.
Schema de ansamblu arbore – butuc este prezentată în figura 6.11.
Fig. 6.11. Schema de ansamblu arbore
MPad DlzM
asn
s 30…208
2 2
Se adoptă:
l = 34 mm
35.7)32 38(3481064,2048 8
2 23
2 2d DlzMn
s
MPa
6.4.6Calculul presiunii specifice pe suprafețele de frecare
Pentru determinarea acestei presiuni se utilizează relația
18.0)5.184 246()5.184 246(14,345,021064,2045,316
) () (16
23
2 0 dDdD iMnP
[N/mm2]
Aceasta presiune reprezintă și încărcarea specifică pe garniturile de fricțiune
17.00P Ps
[N/mm2]
103
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
6.4.7 Calculul mecanismului de acționare a ambreiajului :
Calculul mecanismului de comandă al ambreiajului se face în scopul determinării
parametrilor acestui sistem, în așa fel încât deplasarea totala a pedalei și forța cu care se
acționează asupra acesteia să nu depășească limitele prescrise.
Legătura dinte forța de decuplare Fd și forța de apăsare pe discuri F este dată de relația:
iF
iFFd2,1'
În care :
F – forța totală a arcurilor în cazul în care ambreiajul este decuplat
i – raportul de transmitere al pârghiilor de decuplare .
În figura 6.12 este prezentată schema de calcul a mecanismului de acționare a ambreiajului
normal cup lat:
Fig 6.12 Schemă de calcul a mecanismului de acționare a ambreiajului
Pentru ambreiajul principal
Deplasarea totala a manșonului principal poate fi exprimată cu ajutorul relației:
16.2 16.025,021 izj S Sm
mm
În ca re:
S1 = (2…4) mm – deplasarea liberă a manșonului de cuplare
j = (0,4..0,5)mm – distanța între suprafețele de frecare în stare decuplată a ambreiajului
96.5155.89fei
104
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
z – numărul suprafețelor de frecare
Se adoptă:
S1 = 2 mm
j = 0,5 mm
e = 89.5 mm
f = 15 mm
z = 2
Deplasarea pedalei ambreiajului principal se determină cu ajutorul relației:
49.1471.616.21 tr m p kS S
mm
În care:
ktr – raportul de transmitere al pedalei ambreiajului și pârghiei de acționare a manșonului.
71.696.540ii
dc
bakm
tr
Știind că raportul total de transmitere al mecanismului de acționare mecanică im are valoarea
cuprinsă între (30…40) iar matematic se poate determina cu ajutorul relației:
fdbecaim
se poate determina valoarea a:
1294153115.896 28140ecfdbiam
mm
Se adoptă:
im = 40
b = 281 mm
c = 311 mm
d = 6 mm
Pentru decuplarea ambreiajului prizei de putere sunt adoptate aceleași valori doar cu
deosebirea că: e = 77.5 mm; f = 11 mm, ceea ce face ca raportul pârghiilor i să se modifice:
04.7115.77i
68.504.740
iikm
tr
26.12 68.516.22 tr m p kS S
mm
Se adoptă:
Sp1=15mm,
Sp2=13mm
105
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
CONCLUZII
În urma întocmirii lucrării de diplomă și documentarea asupra tractoarelor și
încărcătoarelor frontale am realizat complexitatea calculelor și a metodei grafo -analiti ce
asupra trasării caracteristicii de tracțiune.
În urma studiilor efectuate asupra încărcătoarelor cu o cupă în cadrul prezentului
proiect se constată:
Încărc ătoarele cu o cupă sunt mașin i de cons trucții importante, utilizate la încărcarea
diferitelor materiale.
Încărcătoarele pot fi echipate cu diferi te organe de lucru (cupe de diferite forme),furci,
palete, cârlige.
Perfecționarea atât funcțională cât și constructivă a tractoarelor agricole universale pe
roți se obține prin creșterea puterii motoarelor.
Dotarea cu instalații hidraulice cu puteri mă rite și prevăzute cu sisteme de comandă și
control moderni zate, precum și creșterea gradului de confort la conducerea la
comanda tractorului au permis realizarea unor încărcătoare frontale cu perform anțe
constructive și funcționale ridicate .
Dotarea încărcătoarelor cu organe de încărcare cu diferite forme cons tructive și cu
diferite funcții a dus la realizarea încărcării și manevrării marii majorității a
materialelor din agricultură, atât a celor sub formă vărsată cât si sub formă compactă
sau ambalată.
Dependența dintre masa totală a sistemului tractor -încărcător și sarcina de ridicare a
cupei este dependentă de puterea motorulu i.
Prin trasarea caracteristicii de tractiune a tractorului cu transmisie mecanica am
definit for țele motoare , vitezele teoretice și vitezele reale de lucru ale tractorului,
consumul mediu și consu mul specific de carburant d ar și forța sp ecifică de tracțiune
în diferite trepte de lucru, determinând treapta principală de lucru a tractorului.
În urma realizării lucrării am aprofundat cunoștințe generale despre tractoare, despre
construcția și funcțio narea încărcătoarelor frontale, elemente generale de calcul și
diagrame caracteristice ale mot orului , aprofundarea prizelor de putere și a ambreiajelor
duble , interpretarea rezultatelor asupra analizei motorului și trasarea caracteristicii de
tracțiune a tractorului .
106
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
BIBLIOGRAFIE
1. Barskii, I.B. Konstruirovanie i rasciot traktorov . Mașinostroienie, Moscova, 1980.
107
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
2. Ghinzburg, Iu. V., Șved, A. I., Parfenov, A. P. Promîșlennîe traktorî , Mașinostroienie,
Moskva, 1986.
3. Guskov,V.V. ș.a. Traktorî, ciasti III, konstruirovanie i rasciot , Vîșe ișaia șkola, Minsk,
1981.
4. Ionescu, E., Pădureanu, V., Năstăsoiu, M. Curs general de mașini . Îndrumar de laborator,
Universitatea Transilvania din Brașov, 1998.
5. Jula, A. ș.a. Proiectarea angrenajelor , Universitatea din Brașov, 1983.
6. Jula, A. ș.a. Organe de mașini . Vol.II, Universitatea din Brașov, 1989.
7. Năstăsoiu, M., Pădureanu, V., Năstăsoiu, S. Cu privire la avantajele și dezavantajele
tractoarelor pe roți 4×4 . În: Buletinul sesiunii științifice cu participare internațională
”Prezent și viitor în domeniul mașinilor și instalațiilor destinate agriculturii și industriei
alimentare”, vol. II, INMA București, 1997, p. 182 -187.
8. Năstăsoiu, M., Pădureanu, V., Năstăsoiu, S. Considerații privind patinarea
autovehiculelor , În : Buletinul ESFA’98, vol. 1, București, 1998, p. 117 -122.
9. Năstăsoiu, S. Turbomașini și acționări hidraulice pentru autovehicule , Universitatea din
Brașov, 1980.
10. Năstăsoiu, S., Andreescu, C., Popescu, S., Frățilă, G., Cristea, D. Tractoare , Editura
Didactică și Pedagogică, București, 1983.
11. Năstăs oiu, S., Năstăsoiu, M. Considerații privind realizarea unei serii de tipodimensiuni
de tractoare după criterii energetice și economice , În: Buletinul CONAT’88, vol. II,
Universitatea Transilvania Brașov, 1988, p. 7 -12.
12. Nițescu, Gh., Năstăsoiu, S., Popescu, S. Tractoare , Editura Didactică și Pedagogică,
București,1974.
13. Pereș, Gh., Untaru, M., Filip, N, Todor, I., Ispas, N. Transmisii speciale și acționări
pentru tractoare , Universitatea din Brașov, 1989.
14. Renius, K. Th. Traktoren , BLV -Verlagsgesellschaft und Verlagsunion Agrar, München,
1987.
15. Tecușan, N. și Ionescu, E. Tractoare și automobile , Editura didactică și pedagogică,
București,1982.
16. Wong, J. Y. Theory of Ground Vehicles , JohnWiley & Sons, Inc., New York,1993.
17. Scripnic, V., Babiciu, P., Mașini agricole , Editura Ceres București 1979.
18. E.Ionescu.,V.Câmpian., S.Popescu., Gh. Pereș., Tractoare și automobile I, Universitatea
Din Brașov 1979.
108
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
19. E.Ionescu.,V.Câmpian., S.Popescu., Gh. Pereș., Tractoare și automobile II, Universitatea
Din Brașov 1979.
20. V.Ciobanu., N. Antonoaie., Mașini, Utilaje și Instalații pentru construcții forestiere.
Îndrumar de lucrări practice., Universitatea Din Brașov 1988.
21. Șt.Mihăilescu., Mașini de construcții și pentru prelucrarea agregatelor., Editura
Didactică și Pedagogică București 1983.
PERSONAL INFORMATION Găinușă Bogdan -Ștefan ( 1931003294734 )
Str. Universității nr. 11, 500068 Brașov (Romania)
+40729750305
gbogdann93@gmail.com
109
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
Skype bogdan.gainusa
Sex Male | Date of birth 03/10/199 3 | Nationality Romanian
WORK EXPERIENCE
EDUCATION AND TRAINING
11/2012 –06/2013 Sales and marketing department manager
British American T obacco Romania, Brasov (Romania)
– Daily stock records
– Selling products in various locations
– Increase profits
– Create weekl y report
09/2013 –08/2014 Team Leader
Vodafone Romania, Brasov (Romania)
– Increase profits
– Management of contracts and improving them
– Attract new clients / potential clients
– Create reports to update the company on the team's progress
– Monito ring and supervision of the activities of the people in charge
– Management of the company's contracts
06/2014 –09/2014 Mechanical engineer
SC.EUROMOTOR.SRL (Renault România), Brasov (Romania)
– Periodical technical inspection
– Diagnosis technical c ondition of the car
– Steering geometry adjustment
– Replacing parts
– T echnical Review
2014 –2015 Sales representative
Vodafone and Huawei Romania, Brasov (Romania)
– Informing vendors about new phones and detailing their specifications
– T alking w ith store manager about potential problems and complaints of customers on mobile
and in -storing inventory
– Daily stock records in 5 different stores in city
– Maintenance and availability of stock
– Weekly report for each store stock + availability rep ort
04/2015 –08/2015 Mechanical engineer
SC.EUROMOTOR.SRL (Renault România), Brasov (Romania)
– Periodical technical inspection
– Diagnosis technical condition of the car
– Steering geometry adjustment
– Replacing parts
– T echnical Review + changin g oil filters
2008 –2012 High School
110
UNIVERSITATEA "TRANSILVANIA" BRAȘOV
FACULTATEA DE INGNERIE MECANICĂ
SECȚIA AUTOVEHICULE RUTIERE
PROIECT DE DIPLOMA
PERSONAL SKILLS
Grup Școlar Maneciu Ungureni, Maneciu (Romania)
– mathematics and computer science specialization
2012 –Present College
Universitatea Transilvania Brașov, Brașov (Romania)
– mechanical engineering specialization automotive engineering
Mother tongue(s) Romanian
Other language(s) UNDERSTANDING SPEAKING WRITING
Listening Reading Spoken interaction Spoken production
English C2 C2 B2 B2 C1
French B2 B2 B2 B2 B2
Diplôme d'études en langue française (DELF) B 1
Levels: A 1 and A 2: Basic user – B1 and B 2: Independent user – C1 and C 2: Proficient user
Common Eu ropean Framework of Reference for Languages
Digital competence SELF -ASSESSMENT
Information
processing Communication Content
creation Safety Problem
solving
Proficient user Proficient user Proficient user Proficient user Proficient user
Digital competences – Self-assessment grid
– good command of office suite (word processor, spread sheet, presentation software)
– drawing in autoCAD 2D
– CATIA V5 R 21 ( Part Des ign, Assembly Design, Drafting, Analysis and simulations)
– PTC ( Parametric T echnology Corporation) Creo 2.0 & 3.0 ( Part Design & Modeling Parts)
– advanced HTML knowledge
– advanced CSS knowledge
– knowledge in Photshop CS 6
– knowledge in video soft ware editing ( Sony Vegas Pro, Adobe After Effects)
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Să se proiecteze un tractor 4×4 echipat cu un m.a.c. cu puterea nominală P n45 [611512] (ID: 611512)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.