SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE LUCRARE DE DIPLOMĂ ÎNDRUMĂTOR ȘTIINȚIFIC Conf. dr. ing. IOAN HĂLĂCIUGĂ ABSOLVENT RUSU V.G. EUGEN-GHEORGHIU ARAD… [305284]
UNIVERSITATEA “AUREL VLAICU” [anonimizat], TEXTILE ȘI TRANSPORTURI
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE
LUCRARE DE DIPLOMĂ
ÎNDRUMĂTOR ȘTIINȚIFIC
Conf. dr. ing. IOAN HĂLĂCIUGĂ
ABSOLVENT: [anonimizat]
2016
UNIVERSITATEA “AUREL VLAICU” [anonimizat], TEXTILE ȘI TRANSPORTURI
SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE
Pentru o autocamionetă cu principalele caracteristici: viteza maximă140 km/h, 3 locuri, capacitate de încărcare 600 kg, panta maximă max= 21ș, să se efectueze:
Studiul dinamic al automobilului;
Alegerea soluției constructive și calculul ambreiajului;
Studiu privind ambreiajele utilizate la automobilele moderne
ÎNDRUMĂTOR STIINȚIFIC
Conf. dr. ing. Ioan Hălăciugă
ABSOLVENT: [anonimizat]
2016
REFERAT
PRIVIND LUCRAREA DE DIPLOMĂ
A
ABSOLVENT: [anonimizat] / PROGRAMUL DE STUDIU: AUTOVEHICULE RUTIERE
PROMOȚIA 2016
1. Titlul lucrării: Pentru o autocamionetă cu principalele caracteristici: viteza maximă140 km/h, 3 locuri, capacitate de încărcare 600 kg, panta maximă 21ș, să se efectueze:
Studiul dinamic al automobilului;
Alegerea soluției constructive și calculul ambreiajului
Studiu privind ambreiajele utilizate la automobilele moderne
2. Structura lucrării:
Studiul dinamic al automobilului;
Alegerea soluției constructive și calculul ambreiajului
Studiu privind ambreiajele utilizate la automobilele moderne
3. Aprecieri asupra conținutului lucrării de diplomă:
Lucrarea tratează în succesiune logică toate elementele cerute prin tema de proiect. Calculele sunt efectuate complet și corect. [anonimizat]. Alegerea soluțiilor constructive pentru elementele ambreiajului dovedește o bună cunoaștere a tendințelor actuale din domeniu.
4. Aprecieri asupra lucrării:
Bibliografia citată (10 cărți de specialitate și internet) acoperă întreaga plajă a capitolelor lucrării. [anonimizat]. Referirile la sursele bibliografice sunt evidențiate în text și constituie baza efectuării unor calcule de predimensionare.
5. Concluzii:
Lucrarea prezintă interes din punct de vedere al elementelor de organizare generală și de adoptare a unor soluții constructive moderne. [anonimizat] a [anonimizat].
6. Redactarea lucrării respectă normele prevăzute în Legea 1/2011 privind examenele de finalizare a [anonimizat] 4033/2011 [anonimizat] a examenelor de finalizare a studiilor în învățământul superior și Procedurile privind elaborarea lucrărilor de finalizare a studiilor universitare aprobată prin H.S. U.A.V. nr. 23/2011
7. Nu există suspiciuni de realizare prin fraudă a prezentei lucrări
8. Consider că lucrarea îndeplinește condițiile pentru susținere în sesiunea de Examen de licență din iulie 2016.
Propun comisiei ca absolvent: [anonimizat], autorul acestei lucrări să fie notat cu …………… [anonimizat]: Conf. dr. ing. Ioan Hălăciugă
CUPRINS
Introducere 1
Capitolul 1 Studiul dinamic al automobilului 2
Studiul soluțiilor similare și a tendințelor de dezvoltare 2
1.1.1 Soluții similare 2
1.1.2 Tendințe de dezvoltare 6
1.2 Alegerea parametrilor principali ai automobilului 14
1.2.1 Soluția de organizare generală și amenajare interioară 14
1.2.2 Dimensiunile principale 18
1.2.3 Masa automobilului, repartizarea masei pe punți și coordonatele centrului de masă 19
1.2.4 Alegerea pneurilor și determinarea razei roților 21
1.3 Definirea condițiilor de autopropulsare 23
1.3.1 Rezistențele la înaintarea automobilului 23
1.3.2 Ecuația generală de mișcare rectilinie a automobilului 30
1.3.3 Reacțiunile normale ale căii de rulare asupra roților autovehiculului 31
1.4 Calcul de tracțiune 33
1.4.1 Alegerea mărimii randamentului transmisiei 33
1.4.2 Determinarea caracteristicii exterioare a motorului 33
1.4.3. Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisiei 39
1.5 Performanțele automobilului 43
1.5.1 Performanțele dinamice de trecere 43
1.5.2 Performanțele de demarare 52
1.5.3 Performanțele de frânare 60
1.5.4 Consumul de combustibil 63
Capitolul 2 Construcția și calculul ambreiajului 67
2.1 Construcția ambreiajului 67
2.1.1 Generalități 67
2.2 Ambreiajele mecanice 72
2.2.1 Ambreiajul monodisc cu arc central tip diafragmă 73
2.2.2 Sistemul de acționare al ambreiajului 85
2.3 Calculul ambreiajului 90
2.3.1 Determinarea parametrilor de bază ai ambreiajului 90
2.3.2 Calculul arcului de presiune 96
2.3.3 Calculul de dimensionare a discului de presiune 101
2.3.4 Calculul arborelui ambreiajului 102
2.3.5 Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar 103
2.3.6 Dimensionarea cinematică a sistemului de acționare hidraulic 105
Capitolul 3 Studiu privind ambreiajele utilizate la automobilele moderne 108
3.1 Ambreiaje mecanice uscate cu arc central diafragmă 108
Ambreiaje bidisc 110
Ambreiaje hidrodinamice 111
3.4 Ambreiaje centrifugale 118
3.5 Ambreiajul monodisc semicentrifugal 120
3.6 Ambreiaj dublu cu frecare uscată 121
3.7 Ambreiajele electromagnetice 125
Concluzii 128
Bibliografie 129
INTRODUCERE
Pornind de la cerințele temei de proiect, lucrarea urmărește evidențierea modului în care cunoștințele însușite pe timpul studiilor universitare sunt aplicate în calculele inginerești specifice domeniului autovehiculelor rutiere.
Conținutul lucrării urmărește rezolvarea corectă și completă a tuturor cerințelor din temă. În acest scop, proiectul de diplomă este structurat pe trei capitole:
În Capitolul 1 – Studiul dinamic sunt analizate din punct de vedere constructive și al performanțelor un număr semnificativ de autocamionete similare cu automobilul din tema de proiect. Aceste date, împreună cu tendințele de dezvoltare, vor sta la baza predimensionării autovehiculului, stabilirea greutății proprii, organizării generale, amenajării interioare și alegerii principalelor organe, subansamble și sisteme.
Pornind de la datele din tema de proiect, se va alege un motor cu ardere internă cu piston, iar în baza caracteristicii exterioare vor fi verificați principalii parametrii de performanță ai autocamionetei, iar aceștia se vor compara cu cei ai automobilelor similare studiate.
În Capitolul 2 – Construcția și calculul ambreiajului, după analiza soluțiilor similare de ambreiaje motoare utilizate la automobile, se alege varianta de ambreiaj pentru autocamioneta proiectată, se determină parametrii principali ai ambreiajului, se dimensionează și verifică elementele componente: discul de fricțiune, discul de comandă, arcul central diafragmă și mecanismul de acționare.
În Capitolul 3 – Ambreiaje utilizate la automobilele moderne sunt prezentate diferite soluții constructive moderne de ambreiaje utilizate la automobile: ambreiaje mecanice monodisc și bidisc, hidroambreiaje, ambreiaje duble cu frecare uscată și ambreiaje electromagnetice.
Capitolul 1 STUDIUL DINAMIC AL AUTOMOBILULUI
Studiul soluțiilor similare și a tendințelor de dezvoltare
1.1.1 Soluții similare
Automobilul din tema de proiect face parte din categoria automobilelor pentru transport mărfuri. Autocamionetele pot transporta mase utile până la 2000 kg, au caroseria deschisă sau acoperită cu prelată și cabina separată.
Autocamioneta este un autovehicul, compus dintr-o cabină cu unul sau două rânduri de scaune pentru pasageri și o platformă descoperită în spate cu obloane, folosit pentru transportul de persoane și materiale. Acest tip de autovehicul mai este cunoscut și sub denumirea de pick-up. Autocamioneta este foarte populară în SUA, unde reprezintă aproximativ 18 % din totalul autovehiculelor. În Australia și Noua Zeelandă sunt cunoscute sub denumirea de utillity coupe, iar în Africa de Sud sunt denumite bakkie. În lumea vorbitoare de spaniolă (în special din America Latină), aceste vehicule sunt denumite Camionetas. Autocamionetele pot fi cu tracțiune pe o singură punte, sau cu tracțiune integrală (tot-teren). În general, o autocamionetă este formată dintr-o cabină separată de zona de încărcare și platforma sau compartimentul de încărcare din spate
Fig. 1.1 Autocamionetă cu cabină simplă
Fig. 1.2 Autocamionetă cu cabină dublă
De multe ori, în zonele de conflict pick-up – uri sunt adesea folosite ca alternativă la vehiculele militare clasice.
Fig. 1.3 Autocamionetă utilizată în scopuri militare
În vederea proiectării automobilului din temă, luând în considerare cerințele impuse, am căutat în literatura de specialitate și în documentația intreprinderilor producătoare, date referitoare la organizarea generală, la modul de dispunere a motorului și punților motoare, precum și la principalele dimensiuni geometrice, greutatea utilă și proprie, tipul sistemelor de direcție și frânare și tipul suspensiei, pentru unele automobile cu caracteristici similare celor cerute prin tema de proiect.
Din aceste informații și având în vedere tendințele de dezvoltare caracteristice pentru această categorie de autovehicule se pot stabili, pentru început prin comparare, unele date absolut necesare pentru calculul de predimensionare cum ar fi: organizarea generală, amenajarea interioară, dimensiunile geometrice, greutatea autovehiculului și repartizarea sa pe punți, alegerea roților și determinarea razei de rulare.
Principalele caracteristici constructive, energetice și de performanță ale unor autocamionete similare cu automobilul din tema de proiect sunt prezentate în tabelele 1.1…1.4, iar în figurile următoare sunt prezentați comparativ principalii parametrii de performanță ai acestora.
Fig. 1.4 Raportul dintre puterea maximă a motorului și masa automobilului
Fig. 1.5 Raportul dintre consumul mediu de combustibil și puterea maximă a motorului
Fig. 1.6 Raportul dintre viteza maximă și masa automobilului
Fig. 1.7 Raportul dintre consumul mediu de combustibil și masa automobilului
Fig. 1.8 Raportul dintre viteza maximă și puterea maximă a motorului
Din tabelul 1.4 se observă că automobilele studiate în general au grupul motopropulsor și transmisia amplasate longitudinal pe autovehicul, cu puntea motoare spate (soluția „clasică”), sau cu tracțiune pe ambele punți (soluția 4×4). De asemenea, așa cum reiese din datele prezentate, aceste automobile sunt echipate cu motoare relativ puternice care asigură bune caracteristici de tracțiune, în condițiile unor viteze mai reduse.
1.1.2 Tendințe de dezvoltare
Construcția autovehiculelor, a elementelor componente de dinamicitate sau frânare, a performațelor de economicitate, de stabilitate și de confort, de securitate activă și pasivă s-au extins asupra tuturor părților componente ale autocamionetelor.
Fiind derivate din autoturisme, autocamionetele au în general, pentru părțile comune, aceleași elemente de noutate.
Motoarele au beneficiat de o atenție deosebită, eforturile de sporire a performanțelor lor, fiind îndreptate pe multe direcții: creșterea performanțelor funcționale și constructive prin gestionarea electronică a regimurilor de funcționare, reducerea consumului de combustibil, mărirea puterii litrice, reducerea costurilor de fabricație, reducerea emisiilor nocive din gazele de evacuare, realizarea de motoare cât mai fiabile, cât mai ușoare și cât mai compacte.
Se remarcă tendințele de aplicare tot mai frecventă a injecției de benzină cu comandă electronică, monopunct sau multipunct.
Perfecționarea acestor motoare privind reducerea zgomotului, și a pornirii ușoare pe timp friguros au făcut progrese remarcabile.
Folosirea supraalimentării prin diferite procedee, este tot mai des întâlnită la motoarele de autocamionete, acestea asigurând creșterea puterii și momentului motor maxim, cu scăderea turațiilor corespunzătoare și a consumului de combustibil.
Sistemele de injecție electronică Diesel evoluează permanent, fiind tot mai performante datorită controlului electronic al principalilor parametri. În acest sens s-a extins utilizarea sistemelor de alimentare prin injecție directă cu rampă comună.
La sistemele de injecție cu rampă comună pompa de înaltă presiune ridică presiunea și o stochează într-un acumulator numit rampă comună. Injectoarele nu mai sunt conectate direct la pompă ci sunt alimentate la rampă.
Principalul avantaj al sistemelor de injecție cu rampă comună constă în independența presiunii combustibilului față de punctul de funcționare al motorului (turație și sarcină). Această independență conferă posibilitatea optimizării injecției pentru creșterea performațelor dinamice și de consum ale motorului. De asemenea este posibilă divizarea injecției de combustibil în mai multe faze: pre-injecție, injecție principală și post-injecție.
Într-un sistem de injecție cu rampă comună ridicarea presiunii combustibilului și injecția propriu-zisă sunt complet independente. Cantitatea de combustibil injectată este definită de conducătorul auto, prin poziția pedalei de accelerație, iar începutul injecție și durata injecției sunt controlate de calculatorul motorului. Deci, toate sistemele de injecție cu rampă comună sunt controlate electronic și conțin elementele prezentate în figura 1.9 :
Fig. 1.9 Sistem de injecție cu rampă comună Bosch [18]
1-debitmetru de aer; 2-calculator injecție; 3-pompă de înaltă presiune; 4-rampă comună (acumulator de înaltă presiune); 5-injectoare; 6-senzor turație motor; 7-senzor temperatură motor; 8-filtru motorină; 9-senzor poziție pedală de accelerație
Viteza de rotație a motorului este determinată cu ajutorul senzorului de turație iar ordinea injecție (de exemplu 1-3-4-2 pentru un motor cu patru cilindrii) prin intermediul senzorului de poziție al arborelui cu came. Tensiunea electrică generată de potențiometrul senzorului de poziție al pedalei de accelerație informează calculatorul de injecție asupra cererii de cuplu pe care o face conducătorul auto. Masa de aer măsurată este utilizată pentru calculul cantității de combustibil ce trebuie injectată în motor astfel încât arderea să fie cât mai completă și cu emisii minime de substanțe poluante. Temperatura motorului este utilizată pentru a corecta debutul injecției și cantitate de combustibil injectată.
Astfel, cu ajutorul informațiilor citite de la senzori, calculatorul de injecție controlează momentul deschiderii și închiderii injectoarelor precum și durata injecției.
Principalele funcții ale rampei comune (acumulatorul de presiune) sunt cele de acumulare de combustibil la presiune înaltă precum și distribuția acestuia la injectoare. De asemenea rampa mai are rolul de filtru ale oscilațiilor de presiune produse de pompă la încărcare și de injectoare la descărcare.
Există sisteme de injecție la care rampa comună nu este cilindrică ci sferică. Avantajul sistemelor de injecție cu rampă comună sferică constă în gabaritul mai redus și costul scăzut. Dezavantajul însă este dat de lungimea conductelor ce leagă injectoarele de rampă.
Fig. 1.10 Sistem de injecție diesel cu rampă comună sferică Delphi [18]
1-rampă comună; 2-filtru de motorină; 3-pompă de înaltă presiune; 4-injectoare;
5-calculator de injecție
Reducerea dimensiunilor de gabarit și a consumului de metal constituie în continuare o sursă de cercetare permanentă, ea fiind realizată prin forțarea motoarelor, când se dezvoltă puteri tot mai ridicate pe unitatea de cilindree si realizarea cilindreei unitare cu o masă cât mai mică.
Transmisia autovehiculelor a constituit și constituie obiectul unor continue cercetări urmărindu-se, prin soluțiile constructive propuse o cât mai bună corelare între momentul motor activ si cel rezistent.
La transmisiile mecanice sunt tot mai răspândite cutiile de viteză cu cinci sau șase trepte de mers înainte, ultima treaptă având de obicei raportul de transmitere subunitar, fiind treapta economică.
Transmisia automată adoptată mai lent, datorită costului ridicat al fabricației și al consumului de combustibil sporit, capătă răspândire din ce în ce mai mare, în special în S.U.A. și Japonia. Acest lucru a fost favorizat de introducerea microprocesoarelor de bord care gestionează funcționarea acestui tip de transmisie.
O cutie de viteze automată este compusă din trei subsisteme (componente): hidrotransformatorul, numit și convertizorul de cuplu; ansamblul de mecanisme planetare cu ambreiajele și frânele multidisc; modulul electro-hidraulic de comandă și control (figura 1.11):
Fig. 1.11 Cutie de viteze automată 7G-tronic [18]
1-arborele de intrare în cutia de viteze; 2- ambreiajul de blocare a hidrotransformatorului cu alunecare controlată și elemente de amortizare; 3-pompa de ulei pentru controlul presiunii de lucru; 4-mecanismele planetare și actuatoarele de schimbare a treptelor; 5-arborele de ieșire din cutia de viteze; 6-sistemul de blocare pentru parcare; 7- legătura mecanică cu levierul selector de programe; 8-modulul electro-hidraulic de control; 9-modulul electronic de comandă și control (calculatorul cutiei de viteze); 10-supape cu electromagnet (solenoid) pentru acționarea ambreiajelor și frânelor multidisc; 11-hidrotransformator (convertizor de cuplu)
Acționarea ambreiajelor sau a frânelor se face cu actuatoare hidraulice, controlate prin intermediul unor supape electromagnetice, de către modulul electronic de comandă (figura 1.12). El asigură preluarea semnalelor de la senzori și de la motor, prelucrarea acestora și transmiterea semnalelor de comandă la elementele de execuție (actuatoarele hidraulice).
Fig. 1.12 Modul electrohidraulic de comandă pentru o cutie de viteze automată [18]
Suspensia autoutilitarelor a făcut obiectul unor studii aprofundate privind condiționarea reciprocă dintre pneu, suspensie și calea de rulare.
S-au introdus sisteme de reglaj adaptiv al amortizoarelor în funcție de suprafața de rulare și de stilul de condus, care asigură maximum de confort al suspensiei și aderența la suprafața de rulare.
Suspensia poate să fie: interdependentă pe toate roțile, prin folosirea amortizoarelor hidraulice și hidropneumatice sau mecanică clasică.
Sistemele de frânare cunosc de asemenea preocupări intense. Sistemele de frânare cu control electronic ABS (Anty Blocking System) cunosc o largă utilizare la aproape toate categoriile de automobile. De asemenea se generalizează indicatoarele de uzură a garniturilor de frână, frânele autoreglabile, servomecanismele de acționare a frânelor, comandate de instalații specifice.
Ca tendințe de dezvoltare se pot menționa folosirea frânelor pe discuri, tamburi, discuri ventilate, discuri pline. Capătă răspândire, datorită avantajelor pe care le prezintă, frâna electronică EWB (Electronic Wedge Brake), patentată de firma Siemens.
Sistemul de direcție se realizează în soluții constructive legate de tipul suspensiei folosite, în scopul asigurării unei cinematici corecte roților de direcție. Ca tendințe actuale se remarcă creștera comodității de conducere și siguranței în deplasare.
Pentru asistarea conducătorului auto pe timpul deplasării autovehiculului s-au introdus o serie de sisteme inteligente, dintre care se remarcă: Sistemul de avertizare la părăsirea benzii de circulație care detectează marcajele rutiere și avertizează în cazul unei schimbări neintenționate de bandă, la viteze începând cu 70 km/h, prin vibrații ale volanului. Avertismentul nu este activat dacă schimbarea de bandă se realizează în mod intenționat, adică atunci când este activată semnalizarea (figura 1.13); Sistemul de avertizare pentru coliziune frontală; Sistemul de avertizare și acționare a frânelor pentru evitarea coliziunilor frontale care detectează un potențial pericol de coliziune cu un automobil din față; Sistemul de avertizare de proximitate, bazat pe camere video, cu funcția de avertizare asupra pietonilor, ce reacționează în cazul riscului de coliziune cu pietoni. Dacă automobilul din față frânează brusc, automobilul răspunde prompt atunci când este activat acest sistem. Sistemul emite avertizări la două nivele – un semnal vizual pe ecranul panoului de instrumente, iar apoi semnalul vizual se aprinde intermitent și este însoțit de un semnal acustic. Ulterior, se aplică frânarea ușoară (la viteze de sub 60 km/h). Sistemul de avertizare de pietoni emite un singur avertisment, în cazul unui risc posibil de coliziune, la viteze de la 10 până la 60 km/h. Dacă sistemul emite avertismente în cazul unui potențial risc de coliziune, frânele sunt coordonate simultan, pentru răspuns mai prompt. În cazul unei urgențe sistemul acționează frânele automat.
Fig.1.13 Sistemul de avertizare la părăsirea benzii de circulație [17]
Pe unele mașini sistemele ghidate radar joacă un rol important în îmbunătățirea siguranței. Dintre acestea se remarcă asistența la frânare, asistența la parcare, PRE-SAFE, DISTRONIC PLUS, care utilizează senzori radar (șapte: cinci în bara de protecție față și două în bara de protecție spate) pentru a spori considerabil nivelul de siguranță (figura 1.14).
Cu aceste dotări, mașina poate detecta un accident iminent, ceea ce permite șoferului să ia măsuri prompte de evitare. Sistemul radar permite aplicarea frânei automate și în plus, se închide trapa și se strânge centura de siguranță.
Fig. 1.14 Autocamionetă cu sistem Distronic plus [21]
Tot pentru parcare, s-a introdus un sistem automat care preia sarcinile șoferului de a efectua manevrele de parcare, măsurând cu mare precizie spațiul dintre mașină și obstacol prin intermediul senzorilor cu ultrasunete, pentru ca apoi să ghideze autovehiculul în locul dorit, fără a fi nevoie de intervenția șoferului. Această tehnologie poate recunoaște obstacolele sau bordurile existente în parcare, funcționând chiar și pe timp de noapte.
Fig. 1.15 Sistem de asistență la parcare [12]
Pentru pneurile de automobile, în vederea micșorării energiei absorbite în timpul rulajului, a amortizării șocurilor, ale creșterii siguranței și duratei în exploatare, se folosesc noi rețete la fabricarea anvelopelor și camerelor de aer, se utilizează diferite profiluri pentru banda de rulare. Se încearcă folosirea unor pneuri fără aer în interior (pneuri Denevo, folosite de firma Dunlop) sau a unor pneuri fără cameră de aer, care au în interior o soluție specială (polygel) care vulcanizează instantaneu o perforare a pneului (pneuri PunctureGuard).
Aparatura de bord folosește tot mai mult circuite integrate cu afișaj numeric. Se utilizează tot mai mult afișarea unor date pe parbriz (figura 1.16) :
Fig. 1.16 Afișarea datelor pe parbriz [13]
Totodată se iau măsuri pentru reducerea masei automobilului. Astfel autocamioneta
Ford F-150 are o caroserie realizată integral din aluminiu ceea ce a permis o reducere cu aproximativ 300…350 kilograme a masei totale. Platforma tehnică a fost reproiectată de la zero, șasiul fiind construit dintr-un oțel special, mai ușor, dar mult mai rezistent.
În prezent toate firmele mari constructoare de autovehicule dezvoltă programe de cercetare privind creșterea securității în deplasare, protecția mediului înconjurător, reducerea consumului de combustibil, dezvoltarea tehnologiilor de fabricare a automobilelor și creșterea calității acestora, micșorarea costurilor de producție și respectarea termenelor stabilite pentru toate etapele de concepție, fabricare și vânzare produs.
O atenție deosebită se acordă și spațiului destinat transportului mărfurilor, urmărindu-se asigurarea unei capacități mari de transport într-un spațiu redus.
1.2 Alegerea parametrilor principali ai automobilului
1.2.1 Soluția de organizare generală și amenajare interioară
Modul de dispunere a echipamentului de tracțiune
Raportat la modul de dispunere al motorului pe cadru și la poziția punții motoare, se pot utiliza trei variante constructive:
a) soluția “clasică” motorul este dispus în față, iar puntea motoare în spatele automobilului (figura 1.17).
Avantaje:
– uzură uniformă a pneurilor;
– repartiție uniformă a încărcăturii;
– acces bun pentru întrețineri și reparații în zona motorului;
– ventilator cu funcționare intermitentă;
– în cazul accidentelor motorul preia o parte din șoc.
Dezavantaje:
– au centrul de greutate ridicat, micșorând stabilitatea de deplasare;
– apariția vibrațiilor;
– se complică construcția;
– crește prețul.
Fig. 1.17 Soluția „clasică” de organizare generală
b) soluția “totul în față”: motorul și puntea motoare sunt dispuse în partea din față autoutilitarei.
Avanteje:
– repartiție relativ uniformă a sarcinii pe roți ;
– centrul de greutate mai coborât ;
– răcire bună ;
– atenuarea șocului în caz de accident ;
– acces ușor pentru întreținere și reparații ;
– folosirea la maxim a spațiului interior ;
– distanță mare între motor și rezervor.
Dezavantaje:
– scade aderența la urcarea pantelor;
– posibilitatea pătrunderii gazelor de eșapament în interior.
c) soluția “totul în spate”: motorul și puntea motoare sunt dispuse în partea din spate a autocamionetei.
Avantaje:
– eliminarea transmisiei cardanice;
– atenuarea zgomotului în interior;
– eliminarea posibilității scăpării gazelor în interior;
– posibilități de virare foarte bune ;
– simplitatea punții din față ;
– aderență bună pe timpul urcării pantelor.
Dezavantaje:
– supraîncărcarea punții din spate și uzura mai rapidă a anvelopelor din spate;
– postul de conducere în față impune necesitatea unor elemente de transmitere a comenzilor lungi și complicate;
– răcirea are loc în condiții grele fiind necesar un ventilator mare care consumă din puterea utilă a motorului;
– amplasarea rezervorului este dificilă;
– uzură mare a motorului.
Cerințele impuse autocamionetei din tema de proiect și analizarea avantajelor si dezavantajelor variantelor prezentate mai sus, au condus la alegerea soluției “clasice” (motor în față, puntea motoare în spate).
După alegerea soluției de organizare generală, am trecut la alegerea variantei de amplasare a motorului. În cazul soluției “clasice” se utilizează următoarele poziții: a) cu motorul așezat longitudinal în spatele roților din față; b) cu motorul așezat longitudinal înaintea roților din față; c) cu motorul așezat longitudinal între roți; d) cu motorul așezat transversal.
În urma analizării avantajelor și dezavantajelor fiecărei variante am optat pentru dispunerea motorului longitudinal înaintea roților din față deoarece soluția asigură simplitate constructivă maximă și acces foarte bun pentru intervenții.
Amenajarea interioară
În cazul autocamionetelor, cabina este amplasată în față, separată de caroserie, cu scopul de a se asigura o bună vizibilitate și condiții ergonomice pentru conducătorul auto.
Pentru îmbunătățirea securității se iau următoarele măsuri: rigidizarea construcției fără reducerea vizibilității; montarea unor mânere pentru uși și macaralele pentru geamuri fără proeminențe; montarea airbag-urilor frontale; folosirea volanelor cu coloană telescopică; montarea parbrizului astfel încât la deformarea caroseriei, geamul să sară în afară.
Dimensiunile principale ale postului de conducere și distanțele de amplasare a organelor de comandă au fost alese în conformitate cu prevederile normativului ISO 9004/2009 (figura 1.18 și tabelul 1.5).
Amenajarea interioară și dimensiunile interioare le-am adoptat în conformitate cu prevederile normativelor ]n vigoare.
Fig. 1.18 Amplasarea comenzilor postului de conducere [9]
Tab. 1.5
Valorile dimensiunilor postului de conducere
În vederea protejării mărfurilor transportate, unele pick-upuri au fost prevăzute opțional cu hardtopuri (figura 1.19), sau au bena pentru transport mărfuri capitonată (figura 1.20):
Fig. 1.19 Pick-up prevăzut cu hardtop
Fig. 1.20 Benă pentru mărfuri capitonată
1.2.2 Dimensiunile principale
În normativele ISO/TS 16949 sunt prevăzute dimensiunile geometrice ce definesc construcția unui automobil, iar în figura 1.21 sunt prezentate principalele dimensiuni ale autocamionetei:
Fig. 1.21 Principalele dimensiuni ale autocamionetei
Pe baza studiului efectuat asupra soluțiilor similare am adoptat următoarele dimensiuni:
– lungimea autovehiculului, L, reprezintă distanța dintre două plane perpendiculare pe planul longitudinal de simetrie al autocamionetei și tangente la acesta în punctele extreme din față și din spate. Am adoptat valoarea: L = 4796 mm
– lățimea autovehiculului, l, reprezintă distanța dintre două plane paralele cu planul longitudinal al autocamionetei, tangente la acesta de o parte și de cealaltă. Am adoptat valoarea: l = 1790 mm
– înălțimea autovehiculului, H, reprezintă distanța dintre planul de sprijin și un plan orizontal tangent la partea cea mai de sus a automobilului pregătit pentru plecarea în cursă, fără încărcătură utilă și cu pneurile umflate la presiune corespunzătoare masei totale maxime. Am adoptat valoarea: H = 1732 mm
– ampatamentul, A, reprezintă distanța dintre axele de simetrie ale punților autocamionetei. Am adoptat valoarea: A = 2972 mm
– ecartamentul, E, reprezintă distanța dintre centrele punctelor de contact ale pneurilor cu solul. Am adoptat valorile: E1 = 1500 mm, respectiv E2 = 1518 mm
– consolele reprezintă distanțele de la punctele extreme din față, respectiv spate, ale automobilului până la planul vertical care trece prin centrul roții cea mai apropiată. Am adoptat valorile: C1 = 896 mm, respectiv C2 = 930 mm.
În vederea determinării acestor parametrii este necesar ca automobilul să se afle în repaus, planul de bază să fie orizontal, roțile să se găsească în poziția de rulare rectilinie și presiunea interioară din pneuri să fie cea prescrisă de normele autovehiculului.
Tab. 1.6
Dimensiunile principale ale autovehiculului de proiectat [mm]
1.2.3 Masa automobilului, repartizarea masei pe punți și coordonatele centrului de masă
Masa automobilului este un parametru important de proiectare și prezintă suma masei proprii (fără încărcătură, cu plinurile făcute) și a celei utile (capacitatea de transport):
ma = m+ mu (1.1)
m(masa proprie) = 1675 kg (adoptată după soluțiile similare, în condițiile utilizării unor materiale cu greutate specifică mai mică);
mu (masa utilă) se calculează cu relația: mu = 75 .n + mînc. (n reprezentând numărul de locuri din cabină):
mu = 75 .3 + 600 = 825 kg
ma = 1675 + 825 = 2500 kg
Ga = ma .g = 25000 N
Gu = mu .g = 8250 N
G0 = m0 .g = 16750 N
Considerând greutatea autovehiculului concentrată într-un punct numit centru de greutate, situat într-un plan median, longitudinal, vertical și ținând cont de dispunerea echipamentului de tracțiune, (considerăm a – distanța de la centrul de greutate la axa punții față și b – distanța de la centrul de greutate la axa punții spate, se adoptă următoarele dimensiuni ce definesc centrul de greutate al autovehiculului (figura 1.22):
Fig. 1.22 Poziționarea centrului de greutate
Considerând valoarea pentru raportul a/A = 0,65 [9] rezultă valoarea raportului b/A = 0,35. În acest fel repartiția maselor pe punți va fi:
a/A = 0,65 a = 0,65. A = 0,65. 2972 = 1932 mm
b = A – a = 2972 – 1932 = 1040 mm
m1 = ma. b/A (1.2)
m2 = ma. a/A (1.3)
m1 = 0,35. 2500 = 875 kg ; m2 = 0,65. 2500 = 1625 kg
În ceea ce privește înălțimea centrului de greutate hg, considerată a fi înălțimea centrului de greutate față de calea de rulare, pentru raportul hg/A am adoptat valoarea hg = 0,32 [9] de unde rezultă că:
hg = 0,32. A = 0,32. 2972 = 951 mm
Pentru calculul încărcării pneurilor, se utilizează relațiile:
mp1 = m1/2; (1.4)
mp2 = m2/2 (1.5)
mp1 = 437,5 kg; mp2 = 812,5 kg
Tab. 1.7
Masa autocamionetei [kg]
1.2.4 Alegerea pneurilor și determinarea razei roților
Ținând seama de viteza maximă de deplasare și de masa maximă care revine unui pneu, analizând soluțiile similare și prevederile normativului SR ISO 3877-1, am adoptatat pentru autocamioneta proiectată pneuri cu profil radial 235/60 R 16 S. Dimensiunile principale ale acestui pneu sunt (figura 1.23):
B = 232 mm – (balonajul)- lățimea nominală a secțiunii pneului;
D = 684 mm – diametrul exterior (nominal);
d =16 inch = 406 mm – diametrul interior al anvelopei.
Fig 1.23 Dimensiunile principale ale pneului
Celelalte dimensiuni ale pneului se determină astfel:
H = 0,5 .(D – d) = 0,5. 278 = 139 mm – înălțimea profilului (1.6)
ra = d/2 + H = 203 + 139 = 342 mm – raza nominală (1.7)
Raza de rulare, rr, se determină cu relația:
rr = ra (1.8)
unde - coeficientul de formare a pneului; (0,93 …0,935); [TȘ] Optăm pentru valoarea = 0,93 și obținem:
rr = 0,93. 342 = 318 mm
1.3 Definirea condițiilor de autopropulsare
1.3.1 Rezistențele la înaintarea automobilului
Mișcarea autovehiculului este determinată de mărimea, direcția și sensul forțelor active și a forțelor de rezistență care acționează asupra acestuia. Definirea condițiilor de autopropulsare precede calculul de tracțiune, împreună cu care condiționează performanțele autovehiculului.
În procesul autopropulsării autovehiculului, asupra acestuia acționează, după direcția vitezei de deplasare, două tipuri de forțe (figura 1.24):
forțe active – care au același sens cu viteza de deplasare;
forțe de rezistență – care sunt de sens opus semnului vitezei de deplasare
Fig. 1.24 Rezistențele la înaintarea automobilului
Autopropulsarea autovehiculului se datorează energiei mecanice primite de roțile motoare de la motorul autovehiculului și este posibilă când această energie este în concordanță cu necesarul de momente și puteri pentru învingerea rezistențelor la înaintare. De aici rezultă ca deosebit de importantă în definirea condițiilor de autopropulsare cunoașterea, pentru fiecare din rezistențele la înaintare, a cauzelor fizice care le generează, a principalelor mărimi și factori de influență și a posibilităților de evaluare analitică.
Rezistența la rulare
Rezistența la rulare este o forță cu acțiune permanentă la rularea roților pe cale, de sens opus deplasării autovehiculului.
Acesta se datorează următoarelor cauze:
– deformare prin hysterezis a pneului;
– frecărilor superficiale dintre pneu și calea de rulare;
– frecărilor din lagărele roților;
– deformarea căii de rulare.
Rezistența la rulare depinde de construcția pneului, viteza de deplasare a automobilului, presiunea aerului din pneu, forțele și momentele care acționează asupra roții (figura 1.25):
Fig. 1.25 Acțiunea momentului de rezistență la rulare asupra roții motoare [9]
În calculele de proiectare, rezistența la rulare este luată în considerare prin coeficientul rezistenței la rulare‚ ’f’:
f = Rr/Ga .cos (1.9)
Ga. cos – componenta greutății autovehiculului pe calea de rulare (figura 1.24);
Rr – rezistența la rulare;
– unghiul de înclinare a pantei;
f- coeficientul rezistenței la rulare. Pentru simplificarea calculelor se adoptă valoarea coeficientului rezistenței la rulare în funcție de calitatea drumului pe care se deplasează automobilul, în domeniul de valori f = (0,015 …0,018). [9] Am optat pentru valoarea f = 0,018; = 21 (dat prin tema de proiect); cos = 0,934; sin = 0,358
Valoarea rezistenței la rulare maximă se calculează cu relația:
Rr max = f. Ga .cos21o= 0,018. 25000. 0,934 = 420 N (1.10)
Puterea absorbită de rezistența la rulare este :
Pr = f. Ga. cosv (v se măsoară în m/s) (1.11)
Pr max = 0,018 .25000 .0,934 .38,89 = 16334 W = 16,3 kW
Rezistența aerului
Rezistența aerului reprezintă interacțiunea după direcția deplasării dintre aerul aflat în stare de repaus și autovehiculul aflat în mișcare rectilinie, având sens opus de deplasare.
Rezistența aerului este cauzată de:
– repartiția inegală a presiunilor pe partea din față și din spate a caroseriei;
– rezistența curenților folosiți pentru răcirea diferitelor organe;
– energia consumată prin turbionarea aerului.
Pentru viteze subsonice, rezistența aerului se determină cu relația [9]:
Ra = 0,5. Cx. A. v2 (1.12)
unde: – v2 reprezintă pătratul vitezei de deplasare a autovehiculului;
– =1,225 kg/m3, reprezentând densitatea aerului;
– Cx reprezintă coeficientul de rezistență al aerului. Din literatura de specialitate [9] am adoptat valoarea: Cx = 0,5. De remarcat că prin realizarea unei forme apropiate de forma aerodinamică (forma picăturii de apă) se poate ajunge la un coeficient aerodinamic de 0,325 (figura 1.26):
Fig. 1.26 Autocamionetă cu profil aerodinamic [19]
– A = E. H = 1,518. 1,732 = 2,63 m2 (1.13)
În această relație A reprezintă aria secțiunii transversale maxime, iar E și H reprezintă ecartamentul și respectiv înălțimea autocamionetei. Rezultă:
Ra max = 0,5. 1,225. 0,5. 2,63. 38,892 = 1218 N
Puterea consumată pentru învingerea rezistenței aerului se calculează cu relația:
Pa = 0,5. Cx. A. v3 (1.14)
În tabelul 1.8 sunt prezentate valorile rezistenței aerului și a puterii consumată pentru învingerea acestora, în funcție de viteza de deplasare a automobilului. Reprezentările grafice ale acestor variații sunt redate în figurile 1.27 și 1.28:
Tab. 1.8
Variația rezistenței aerului și a puterii necesare
pentru învingerea ei
Fig. 1.27 Variația rezistenței aerului
Fig. 1.28 Puterea consumată pentru învingerea rezistenței aerului
Rezistența la pantă
Rezultatul componentei paralelă cu panta a greutății automobilului este o forță, rezistentă la urcarea pantei, respectiv activă la coborâre, numită rezistența la pantă. Astfel, la deplasarea autovehiculului pe căi cu înclinare longitudinală, greutatea dă o componentă Rp, definită prin relația [9]:
Rp max = Ga. sin = 25000. 0,358 = 8950 N (1.15)
Rezistența totală a căii de rulare este:
R = Rr + Rp = Ga. (f. cos + sin (1.16)
R = Ga. max= 25000 .0,375 = 9375 N (1.17)
max = f. cos+ sin = 0,018 .0,934 + 0,358 = 0,375 (1.18)
Rezistența la demarare
Pe timpul demarajului apare o forță de rezistență, ce acționează ca o forță activă la accelerații, numită rezistența la demarare. Legăturile cinematice determinate în lanțul cinematic al transmisiei dintre motor și roțile motoare, deci masele autovehiculului în mișcare de translație și piesele aflate în mișcare de rotație, influențează rezistența la demarare.
Regimurile tranzitorii ale mișcării autovehiculului sunt caracterizate de sporiri ale vitezei și reduceri ale acesteia.
Rezistența la demarare se calculează cu relația [9]:
Rd = ma. dv/dt [N] (1.19)
unde:
ma- masa autovehiculului;
dv/dt = 2,8 m/s2 – accelerația mișcării de translație a autovehiculului în treapta I a cutiei de viteze;
(1,8…2,7) [9]Adoptăm valoarea:
Rezultă
Rd = ma. dv/dt = 2500. 2. 2,8 = 14000 N
Fig 1.29 Transmiterea fluxului de putere [9]
1.3.2 Ecuația generală de mișcare rectilinie a automobilului
Pentru stabilirea ecuației generale de mișcare se consideră automobilul în mișcare rectilinie, pe o cale de pantă , în regim tranzitoriu de viteză cu accelerație pozitivă.
Însumând expresiile rezistențelor la înaintare se obține:
FR = f .Ga .cosα + Ga .sinα + K .A .v2 + δ .ma .(dv/dt) (1.20)
unde:
f – coeficient de rezistență la rulare;
Ga – greutate totală a automobilului [N];
K – coeficient aerodinamic [kg/m3];
A – aria transversală maximă [m2];
– coeficient de influență al maselor în mișcare de rotație;
FR – forța la roată [N];
ma – masa totală a automobilului [kg].
Această relație reprezintă ecuația de mișcare a automobilului. Ea este o ecuație diferențială de ordinul I la care funcția necunoscută este v = v(t).
Ecuația generală a mișcării rectilinii a autovehiculului mai poate fi scrisă sub forma:
dv/dt = 1/[ma. (FR – Ga. – 0,5. . Cx. A. v2)] (1.21)
Forța la roată transmisibilă este determinată ca mărime de performanțele motorului și parametrii cinematici ai transmisiei.
FR = P. t/v [N]
unde:
– P este puterea într-un punct din caracteristica de turație a motorului;
-t reprezintă randamentul transmisiei;
-v este viteza de deplasare.
Deplasarea cu viteză maximă (pe cale orizontală în stare bună) = 0; v = vmax = ct. Rezultă: dv/dt = 0
FRv max = Ga. f + 0,5. . Cx. A .vmax2 [N] (1.22)
FRv max = 25000. 0,018 + 1218 = 1668 N
b) Deplasarea pe calea cu înclinarea longitudinală maximă sau pe calea cu rezistență specifică maximă
FRmax = Ga. max = 25000. 0,375 = 9375 N (1.23)
c) Pornirea de pe loc cu accelerație maximă
v0 = 0; = 0
FR max = . Gad + RaI (1.24)
FR max = f. Ga + ma. 1. (dv/dt)1max [N] (1.25)
FR a1max = 0,018 .25000 + 2500 .2 .2,8 = 14450 N
1.3.3 Reacțiunile normale ale căii de rulare asupra roților autovehiculului
Deplasarea autovehiculului implică reacțiunile roților, reacțiuni care nu rămân constante ci se modifică. Modificarea lor are loc în funcție de regimul de mișcare și de starea lui de încărcare.
Performanțele de demarare, frânare și stabilitate ale automobilelor sunt influențate de reacțiunile normale asupra căii de rulare a roților automobilului, care au un rol important asupra aderenței acestora cu calea de rulare.
Se notează cu Z1 reacțiunea normală la puntea din față, și cu Z2 reacțiunea normală la puntea din spate (figura 1.30). Pentru determinarea acestor reacțiuni se izolează automobilul, și nu se ține cont de mișcările suplimentare care intervin datorită oscilațiilor suspensiei.
Accelerația automobilului, mărimea pantei și rezistența aerului influențează reacțiunile normale dinamice. Dar relațiile sunt folosite pentru o anumită situație de deplasare a autovehiculului, din cauza acțiunii nesimultane a factorilor care intervin.
Fig. 1.30 Schema reacțiunilor care acționează asupra automobilului
Reacțiunile normale dinamice în condiții limită de aderență se determină cu ajutorul ecuațiilor de momente în raport cu centrul de greutate al automobilului.
Deoarece au valori foarte mici, termenul f .rd și diferența (ha – hg) pot fi neglijate. Astfel Z1 și Z2 vor avea expresiile:
Z1 = [Ga (b – hg) cos ]/(A – hg) (1.26)
Z1 = [25000. (1040 – 0,8 .951). 0,934]/(2972 – 0,8951) = 2948 N
Z2 = a. Ga .cos /(A – hg) (1.27)
Z2 = 1932. 25000. 0,934/(2972 – 0,8. 951) = 20402 N
1.4 Calcul de tracțiune
Pentru ca automobilul ce trebuie proiectat să fie capabil să realizeze performanțele prescrise prin tema de proiectare, trebuie determinați parametrii principali ai motorului și transmisiei, lucru care se realizează cu ajutorul calculului de tracțiune.
1.4.1 Alegerea mărimii randamentului transmisiei
Pentru propulsarea autovehiculului, puterea dezvoltată de motor trebuie să fie transmisă roților motoare ale acestuia.
Transmisia fluxului de putere se caracterizează prin pierderile datorate frecării organelor de transmisie. Acestea se apreciază prin randamentul transmisiei, notat t.
Valorile randamentelor subansamblelor componente ale transmisiei se aleg între următoarele valori [9] :
– cutia de viteze: cv( 0,92 … 0,94) Adopt cv0,94
– transmisia longitudinală: l(0,990 …0,995) Adopt l0,995
– transmisia principală: 0(0,92 …0,94) Adopt 00,94
Randamentul transmisiei va fi: [9]
tcvl00,94 .0,995 .0,94 = 0,86 (1.28)
1.4.2 Determinarea caracteristicii exterioare a motorului
Alegerea tipului motorului
Motorul utilizat determină în primul rând calitățile dinamice și de tracțiune ale autovehiculului, iar parametrii lui principali sunt: puterea maximă, momentul maxim, consumul de combustibil minim și turațiile lor corespunzătoare.
În cazul egalității de funcționare, calitățile dinamice și de tracțiune ale autovehiculului, sunt cu atât mai bune cu cât se mărește momentul motorului odată cu micșorarea vitezei autovehiculului.
Marea majoritate a motoarelor sunt motoare cu ardere internă cu piston în mișcare de translație. Aceste tipuri de motoare pot fi de două feluri: cu aprindere prin scânteie sau cu aprindere prin comprimare și contribuie la autopropulsarea automobilului. Performanțele motorului cu ardere internă cu piston se exprimă cu ajutorul parametrilor de funcționare, reprezentați de funcția de dependență a momentului dezvoltat de motor față de viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit.
Am optat pentru un motor cu aprindere prin comprimare cu patru cilindrii în linie.
Dimensiunile constructive și alți parametrii funcționali s-au adoptat comparativ cu motoare similare care echipează autocamionetele studiate:
– Alezajul D = 84 mm;
– Cursa pistonului S = 90 mm
– Turația de moment maxim nM = 2000 rot/min
– Turația de putere maximă nP = 4000 rot/min
Fiind motor cu aprindere prin comprimare, turația maximă coincide cu turația de putere maximă, deoarece intervine regulatorul de turații.
Determinarea analitică a caracteristicii exterioare
Elasticitatea motorului reprezintă capacitatea automobilului de a realiza, prin domeniul său de turații în regim stabil de funcționare, o gamă cât mai largă de viteze de deplasare, fără a fi necesară modificarea raportului de transmitere al schimbătorului de viteze.
Elasticitatea motorului este caracterizată de coeficientul de elasticitate Ce, definit de relația :
Ce = nM/nP = 2000/4000 = 0,5 (1.29)
Adaptabilitatea motorului la tracțiune reprezintă capacitatea automobilului de a învinge rezistențe la înaintare cât mai mari prin posibilități proprii, mărind momentul motor la scăderea turației datorită creșterii rezistențelor exterioare.
Adaptabilitatea motorului este caracterizată de coeficientul de adaptabilitate Ca, definit de relația:
Ca = Memax /MP > 1 (1.30)
Din literatura de specialitate (tabelul 5.2 [9]) am adoptat valoarea Ca = 1,1.
Deoarece nu se dispune de caracteristica de turație la sarcină totală a motorului, se utilizează relația:
Pe = Pe .[.(n/nP) + .(n/nP)2 – .(n/nP)3] (1.31)
Coeficienții polinomiali și se calculează folosind relațiile [9]:
= [C2e – Ca .(2 .Ce – 1)]/(Ce – 1)2 (1.32)
= [0,52 – 1,1 .(2 .0,5 – 1)]/(0,5 – 1)2 = 1,0000
= 2 .Ce .(Ca – 1) /(Ce – 1)2 (1.33)
= 2 .0,5 .(1,1 – 1) /(0,5 – 1)2 = 0,4000
= (Ca – 1)/(Ce – 1)2 (1.34)
= -(1,1 – 1)/(0,5 – 1)2 = -0,4000
Relația de verificare:
= 1
Din definirea condițiilor de autopropulsare, deplasarea cu viteză maximă presupune dezvoltarea la roată a unei forțe FRmax. Din definirea puterii :
Pvmax = FRmax .vmax/1000 .t (1.35)
sau prin explicitarea analitică a forței la roată :
Pvmax = (Ga .f + 0,5 . .Cx .A .vmax2) .vmax/1000 .t [kW] (1.36)
Pvmax = (25000 .0,018 + 1218) .38,89/1000 .0,86 = 85,43 kW
Puterea maximă efectivă se calculează punând condiția ca puterea la viteza maximă Pemax să corespundă punctului de turație maximă. Valoarea maximă a acesteia se obține folosind relația:
Pemax = Pvmax .[. (n/nP) + . (n/nP)2 – . (n/nP)3] [kW] (1.37)
Prin înlocuire se obține:
Pemax = 85,43/(1,000. 1,1 + 0,400. 1,21 – 0,400. 1,33) = 90,52 KW
Adoptăm valoarea: Pemax = 91 kW = 124 CP
M = P/ (1.38)
În tabelul 1.9 sunt prezentate principalele turații ale motorului, folosite pentru calculul elementelor necesare trasării caracteristicii exterioare.
Tab. 1.9
Principalele turații ale motorului [rot/min]
Lungimea bielei și unele cote ale pistonului se calculează, folosind notațiile din figura 1.31, cu relația următoare :
lb = S + 0,5. Dfm + Hbo + 1 [mm] (1.39)
Această relație rezultă în urma condiției ca atunci când pistonul se găsește la punctul mort inferior, acesta să nu fie lovit de contragreutatea arborelui cotit.
În relația de mai sus:
dfm reprezintă diametrul fusului maneton, și are valoarea:
dfm = 0,61 .D (1.40)
dfm = 0,61. 84 = 51,24 mm
Fig. 1.31 Schemă pentru calculul lungimii bielei [7]
– Hbo reprezintă înălțimea de dispunere a bolțului și se calculează cu ajutorul relației :
Hbo = Hp – Hc (1.41)
unde :
Hp este înălțimea pistonului:
Hp = 0,95. D = 0,95 .84 = 79,8 mm (1.42)
Hc este înălțimea de compresie :
Hc = 0,6. Hp = 0,6 .79,8 = 47,88 mm (1.43)
Hbo = 79,80 – 47,88 = 31,92 mm,
Înlocuind în relația (1.39) avem:
lb = 90 + 0,5. 51,24 + 61,92 + 1 = 187,54 mm. Se adoptă valoarea lb = 178,5 mm
Tab. 1.10
Alte date ale motorului
Cu aceste date, după efectuarea calculelor, s-au obținut valorile pentru Pe, Me, și ce care au fost utilizate la trasarea caracteristicii exterioare a motorului.
Fig. 1.32 Caracteristica exterioară a motorului
1.4.3. Determinarea rapoartelor de transmitere ale transmisiei
Variația rezistențelor la înaintare ale automobilului se datorează dependenței de factori cum sunt: viteza de deplasare, starea de încărcare, calitățile și geometria roților de rulare. Astfel, se modifică rezistențele la înaintare într-o plajă foarte largă de valori, forța de tracțiune dezvoltată la roțile motoare ale automobilului trebuind să învingă aceste rezistențe. Pentru acoperirea acestei plaje, este nevoie de transmisie, în următoarele condiții:
– întreaga gamă de rezistențe să poată să fie acoperită de motor, deci puterea furnizată de el să fie constantă în toate regimurile de deplasare. În concordanță cu puterea maximă se obține caracteristica ideală de tracțiune:
FR .v = PRmax = ct [kW] (1.44)
– forțele la roți sunt foarte mari la viteze foarte mici, deci limita este dată de aderența roților cu calea:
FRmax = Fr = Gad (1.45)
Având în vedere posibilitățile limitate ale motoarelor cu ardere internă cu piston de a răspunde tuturor modificărilor rezistențelor la înaintare, a apărut necesitatea introducerii în lanțul cinematic al transmisiei a unor elemente care să poată modifica, în limitele cerute de condițiile de deplasare, valoarea momentului motor transmis la roțile motoare. Acestea sunt cutia de viteze și transmisia principală (figura 1.33):
Fig. 1.33 Lanțul cinematic al transmisiei automobilului [5]
Determinarea valorii maxime a raportului de transmitere
Valoarea maximă a raportului de transmitere se obține când este cuplată prima treaptă în cutia de viteze. Panta maximă sau rezistența specifică a căii și accelerația maximă la pornirea de pe loc se iau în considerație ca performanțe dinamice independente sau simultane.
Dacă forțele la roată oferite prin transmisie au valori maxime, respectiv motorul funcționează la turația momentului maxim, iar transmisia este cuplată la cel mai mare raport de transmitere, atunci pot fi luate ca valori maxime performanțele date prin forțele la roată necesare.
Pentru autocamioneta proiectată, care are o singură punte motoare:
itmax = icv1 .i0 (1.46)
În această relație:
– icv1 –raportul de transmitere al cutiei de viteze în treapta I;
– i0 –raportul de transmitere al transmisiei principală.
itmax = FRmax.. rd/ (Mmax.t) (1.47)
itmax = 9375.. 0,318/(239 .0,86) = 14,48
Aplicând condiția ca forța la roată necesară să nu depășească valoarea aderenței, avem:
itmax . Gad. rd/ (Mmax.t) (1.48)
În această relație Ga reprezintă greutatea aderentă, care pentru automobilele cu puntea motoare în spate are valori care se determină cu relația:
Gad = m2. Ga. a/A (1.49)
unde:
– m2 coeficientul de încărcare dinamică pentru puntea din spate :
m2 = cos (1 – hg. A) (1.50)
m2 = 0,934/(1 – 0,8 .0,32) = 1,255
Gad = 1,255 .25000 .0,65 = 20394 N
itmax 20394. 0,8 .0,318/239 .0,86 = 25,24
Determinarea valorii raportului de transmitere al transmisiei principale io
Raportul de demultiplicare a turației care se obține în afara cutiei de viteze și cutiei de distribuție se numește raport de transmitere al transmisiei principale și se noteză io.
Acesta se determină din condiția realizării vitezei maxime (vmax) de deplasare a automobilului, pe drum orizontal, cutia de viteze având cuplată treapta de priză directă. Astfel motorul funcționează la turație maximă (nmax) având viteza unghiulară max .
Deci, conform literaturii de specialitate [9]:
i0 = nv max. rr/30. vmax (1.51)
unde:
nv max este turația corespunzătoare vitezei maxime; nv max = 4000 rot/min
Astfel:
i0 = . 4000. 0,318/30. 38,89 = 3,43
Calculul raportului de transmitere în prima treaptă a cutiei de viteze
Condiția deplasării automobilului cu viteză constantă pe rampa maximă intervine în determinarea mărimii raportului de transmitere icv1 din treapta I a cutiei de viteze.
Viteza are expresia:
v = . r. n/30. icvI .i0 (1.52)
Astfel:
vcrI = . rr. nM/30. icvI. io (1.53)
icvI = rr. nM/30. io .vcrI (1.54)
vcrI = . PM/Ga. max (1.55)
icvI = it max/i0 (1.56)
icvI = 14,48/3,43 = 4,22
Determinarea numărului de trepte și calculul rapoartelor de transmitere din cutia de viteze
Am optat pentru o cutie de viteze cu treaptă economică, având icv n-1 = 1. Numărul treptelor de viteze necesare și mărimea rapoartelor de transmitere ale acestora se determină cu ajutorul caracteristicii exterioare a motorului. În această determinare se impune condiția ca motorul să funcționeze într-un interval de turații n1 – n2 aflat în zona de stabilitate.
Pentru calculul numărului treptelor și a rapoartelor lor de transmitere din cutia de viteze se consideră că vitezele se schimbă instantaneu. Prin schimbarea instantanee a vitezelor se înțelege că la trecerea dintr-o treaptă de viteze în alta, viteza maximă în treapta inferioară este egală cu viteza minimă în treapta superioară. În realitate există un anumit timp pierdut la schimbarea treptelor de viteze, iar acest timp depinde de calitățile mecanismului de schimbare a vitezelor și de experiența și îndemânarea conducătorului automobilului.
q = maxnm/nM (1.57)
q = 4000/2000 = 2
n = 1 + (lg icvI/lg q) (1.58)
n = 1 + (lg 4,22/lg 2) = 1 + 2,08 = 3,08
unde n este numărul treptelor necesare pentru cutia de viteze: n = 4
Pentru demaraj, aleg patru trepte, dar și o a cincea treaptă pentru deplasarea interurbană în regim economic (iCV5 < 1) . Deci:
iCVK = (iCV1)n –k/ n-1
Decp, vom obține succesiv:
iCVI = 4,22
iCV2 = 4,222/3 = 2,61
iCV3 = 4,221/3= 1,62
iCV4 = 4,220 = 1
iCV5 = 4,22-1/3 = 0,62
1.5 Performanțele automobilului
Posibilitățile maxime ale automobilului în privința vitezei de deplasare, demarajului, capacității de frânare și de consum de combustibil, precum și indicii de apreciere a acestora reprezintă performanțele. Bilanțul de tracțiune, bilanțul de putere și ecuația generală de mișcare, pe baza căreia se obțin parametrii și indicii caracteristici deplasării cu regim tranzitoriu de accelerare sau frânare, participă la studiul performanțelor autovehiculului.
1.5.1 Performanțele dinamice de trecere
Performanțele dinamice înglobează performanțele ce caracterizează capacitatea de autopropulsare a autovehiculului. În studiul acestora se utilizează: caracteristica de tracțiune, caracteristica puterilor și caracteristica dinamică.
Bilanțul de tracțiune și caracteristica de tracțiune
Curbele de variație a forței la roată în funcție de viteza de deplasare a automobilului, FR = f(v), pentru fiecare treaptă a cutiei de viteze se numește caracteristica de tracțiune sau caracteristica forței la roată, construcția sa făcându-se cu ajutorul caracteristicilor exterioare și cu ajutorul relațiilor:
FRk = P. t/vk (1.59)
sau:
FRk = M. itk. t/rd (1.60)
unde: M este momentul motorului;
itk reprezintă raportul de transmitere al transmisiei, când este cuplată treapta k a cutiei de viteze ;
t este randamentul transmisie;
rd este raza dinamică a roții.
Pentru viteza de deplasare avem relația:
vk = . rr .n/30. itk (1.61)
unde: n este turația motorului.
Pentru un automobil care se deplasează pe un anumit drum, ce are o înclinare longitudinală și un coeficient de rezistență la rulare, notat f, avem bilanțul de tracțiune dat de relația:
FR = Rr + Ra + Rp + Rd (1.62)
Pentru punerea în evidență a forței disponibile sau excedentară Fex, care poate fi folosită la învingerea rezistenței drumului și la accelerarea autovehiculului, relația se mai poate scrie:
FR – Ra = Rr + Rp + Rd (1.63)
Bilanțul de putere și caracteristica puterilor
Reprezentarea grafică a bilanțului de putere în funcție de viteza automobilului, pentru toate treptele cutiei de viteze se numește caracteristica puterilor, iar echilibrul dinamic dintre puterea la roată Pr și suma puterilor necesare învingerii rezistențelor la înaintare reprezintă bilanțul de putere al automobilului, care are relația:
PR = P. t = Pr + Pra + Pp + Pd (1.64)
unde P reprezintă puterea motorului, iar t este randamentul transmisiei și unde apare o putere excedentară Pex, utilizată pentru: sporirea vitezei maxime, învingerea rezistențelor maxime ale căii de rulare, sporirea vitezei și învingerea rezistențelor căii.
Tab. 1.11
Calculul elementelor necesare pentru trasarea caracteristicilor
forței la roată și puterii la roată
Viteza I
VITEZA II
VITEZA III
VITEZA IV
Treapta a V-a nu este considerată în performanțele dinamice, deoarece, datorită alungirii curbei puterii, puterile disponibile sunt relativ scăzute, deci performanțele automobilului sunt influențate negativ.
Fig. 1.34 Caracteristica forței la roată
Fig. 1.35 Caracteristica puterilor la roată
Factorul dinamic și caracteristica dinamică
Factorul dinamic D, reprezintă o forță excedentară specifică și intervine în aprecierea calităților de autopropulsare. El are expresia:
D = Fex/Ga = (FR – Fa/Ga) (1.65)
D = f. cossing). (dv/dt) (1.66)
unde:
f. cosRr/Ga este rezistența specifică la rulare; sinRp/Ga este rezistența specifică la urcarea pantei; g). (dv/dt) reprezintă rezistența specifică la demarare.
Cunoscând factorul D (valoarea factorului dinamic în priză directă) se poate determina valoarea lui în orice treaptă a cutiei de viteze, Dk, cu ajutorul relației:
Dk = (FR. icvk – 0,5. . Cx. A. v2/icvk2)/Ga (1.67)
Caracteristica dinamică este reprezentarea grafică a factorului dinamic funcție de viteză pentru treptele cutiei de viteze. Pentru trasarea caracteristicii dinamice, este practic să se utilizeze caracteristica forței la roată, utilizând relația:
Dk = (FRk – k. A. v2)/Ga (1.68)
Tab. 1.12
Calculul elementelor necesare pentru trasarea caracteristicii dinamice
Viteza I
Viteza II
Viteza III
Viteza IV
Fig. 1.36 Caracteristica dinamică
Din condiția de aderență:
FRmax = . Zm (1.69)
obținem:
D = (. Zm – 0,5.. Cx. A. v2)/ Ga (1.70)
Dând diferite valori coeficientului de aderență , se pot calcula și trasa pe caracteristica dinamică a autovehiculului curbele D în funcție de viteză (figura 1.37):
Fig. 1.37 Diagrama limitelor de utilizare a autovehiculului [9]
Factorul dinamic și caracteristica dinamică se utilizează la rezolvarea problemelor referitoare la stabilirea performanțelor autovehiculului. Unele dintre ele: viteza maximă, panta maximă, rezistența totală maximă și aderența maximă se pot determina direct cu ajutorul caracteristicii dinamice.
Dacă în relația de definire a factorului dinamic se ține seama de bilanțul de tracțiune, rezultă:
D = [(Rr + Ra + Rp + Rd) – Ra]/Ga + (Rr + Rp)/Ga + Rd/Ga = f .cos+ sin+ (dv/dt)./g (1.71)
sau, ținând seama de coeficientul de rezistență (rezistența specifică) al drumului Ψ = f ·cosαp + sinαp:
D = + f .cos + sin (1.72)
Pentru un drum dat și o anumită treaptă a cutiei de viteze, viteza maximă se obține atunci când capacitatea de accelerare a autovehiculului a fost epuizată, deci atunci când dv/dt = 0, astfel încât, din relația (1.72) se obține:
D(vmax)k = (vmax) (1.73)
Pentru o anumită viteză vx din graficul caracteristicii dinamice se poate determina valoarea coeficientului de rezistență al drumului care poate fi învins în trepta respectivă a cutiei de viteze (figura 1.38):
Fig. 1.38 Folosirea caracteristicii dinamice pentru determinarea vitezei maxime
Pentru înclinări ale drumului relativ mici, specifice drumurilor modernizate, se fac aproximările: cos≈1 și sinα ≈ tg= p, deci factorul dinamic poate fi determinat în aceste cazuri cu ajutorul relației:
(v) = f(v) + p (1.74)
Rezultă, pentru treapta k a cutiei de viteze, valoarea maximă a pantei:
pmaxk = maxk – f(vcrk) = Dmaxk – f(vcrk) (1.75)
Pentru determinarea pantei maxime ce poate fi urcată într-o treaptă a cutiei de viteze și la o anumită viteză, vx (figura 1.39) se utilizează relația:
pmax(vx)k = Dk(vx)k – f(vx) (1.76)
Fig. 1.39 Determinarea pantei maxime
1.5.2 Performanțele de demarare
Studiul demarării automobilului presupune determinarea accelerației, a timpului și spațiului de demarare, precum și a indicilor cu ajutorul cărora se poate aprecia capacitatea de sporire a vitezei.
Accelerația automobilului și caracteristica accelerațiilor
Accelerația este principalul indicator ce caracterizează calitățile de demarare ale automobilului, deoarece, în condiții egale, cu cât accelerația este mai mare, cu atât crește viteza medie de exploatare.
Accelerația și performanțele de demarare se determină în condițiile în care autovehiculul este în mișcare rectilinie, pe o cale orizontală, în stare bună, cu un coeficient mediu al rezistenței la rulare f. În aceste condiții, puterea excesivă Pex va fi utilizată numai pentru accelerare:
Pex = Ga. v. (dv/dt)/g (1.77)
Din această relație obținem valoarea accelerației:
dv/dt = Pex.g/(v. Ga. ) (1.78)
Dacă luăm în considerare și influența maselor aflate în mișcare de rotație, relația (1.78) devine:
(dv/ dt)k = ak = Pex. .Ga. k. v)
relație în care k este coeficientul de influență al maselor aflate în mișcare de rotație când este cuplată treapta k a cutiei de viteză.
Tot pentru determinarea caracteristicii accelerațiilor poate fi folosită caracteristica dinamică, în baza relației:
(dv/dt)k = ak = (D – ). g/k (1.79)
cu:
k = 1,04 + 0,0025 .iCVk2 .i02 (1.80)
Tab. 1.13
Calculul elementelor necesare pentru trasarea caracteristicilor
de accelerație și de demarare
Viteza I
1 = 1,04 + 0,0025 .4,222 .3,432 = 1,564
Viteza II
2 = 1,04 + 0,0025 .2,612 .3,432 = 1,240
Viteza III
3 = 1,04 + 0,0025 .1,622 .3,432 = 1,117
Viteza IV
4 = 1,04 + 0,0025 .1,002 .3,432 = 1,069
Fig. 1.40 Caracteristica accelerațiilor
Timpul și spațiul de demarare
Caracteristicile de demarare sunt funcții care exprimă dependența timpului de demarare și spațiului de demarare funcție de viteza autovehiculului când motorul funcționează pe caracteristica exterioară.
Timpul de demarare este timpul necesar ca autovehiculul să-și sporească viteza de la valoarea minimă în prima treaptă, până la valoarea maximă în ultima treaptă.
Spațiul de demarare reprezintă distanța parcursă de autovehicul în timpul de demarare.
Relațiile de calcul utilizate sunt:
td = (1.81)
și respectiv:
ds = v. dv/a (1.82)
Valorile elementelor necesare trasării caracteristicilor de demarare sunt prezentate în tabelul 1.13.
Pornind de la expresia:
a = dv/dt (1.83)
obținem:
dt = dv/a (1.84)
de unde se poate observa că timpul de demarare td necesar creșterii vitezei între două limite vo și vn se obține prin integrarea grafică a relației:
td = = (1.85)
Pentru efectuarea integrării numerice prin metoda trapezelor, datorită existenței în relația (1.85) a termenului 1/a se construiește mai întâi caracteristica inversului accelerațiilor (figura 1.41):
Fig. 1.41 Caracteritica inversului accelerațiilor
Pentru o treaptă k se împarte abscisa în vn intervale echidistante de valoare v (figura 1.42) și rezultă:
td = 0,5. (1/ao + 2/a1 + 2/a2 +…+ 1/ai+1) (1.86)
Fig. 1.42 Utilizarea caracteristicii inversului accelerației pentru calculul
numeric al timpului de demarare prin metoda trapezelor [9]
Tab. 1.14
Timpul de demarare
td(0-100) km/h = 10,36 + (100 – 91,15). (14,24 – 10,36)/(105,16 – 91,15) = 12,81 s
Spațiul de demarare al automobilului este spațiul parcurs de autovehicul în timpul de demarare.
Pentru determinarea spațiului de demarare Sd se pleacă de la relația generală a vitezei autovehiculului:
dS = v. dt (1.87)
de unde reiese lungimea spațiului de demarare, corespunzător intervalului cuprins între timpul inițial to și timpul final tu:
Sd = = (1.88)
Această integrare se face grafic, utilizându-se curba variației timpului de demarare în funcție de viteză.
Pentru aceasta se împarte ordonata a – dt în n intervale echidistante cu valoarea t. În consecință, spațiul de demarare în intervalul tI –ties va fi:
Sd = t/2(vo + 2v1 + 2v2 +…+2vi+1) (1.89)
Valorile obținute pentru spațiul de demarare sunt prezentate în tabelul 1.15:
Tab. 1.15
Spațiul de demarare
sd(0-100) km/h = 174,99 + (100 – 91,15). (196,25–174,99)/(105,16 – 91,15) = 188,42 m
1.5.3 Performanțele de frânare
Aprecierea și compararea capacității de frânare a autovehiculelor se face cu ajutorul unor parametri caracteristici: decelerația maximă de frânare, spațiul minim de frânare și timpul minim posibil de frânare.
Pentru calculul parametrilor de frânare, considerăm că sunt frânate roțile ambelor punți și că forțele de frânare la roți ajung simultan la limita aderenței.
Capacitatea de decelerare a automobilului
Decelerația maximă ideală df :
Decelerația maximă de frânare se determină din condiția ca la roata frânată să se dezvolte forța de frânare maximă Ffr care se determină din expresia momentului de frânare maxim:
Mf max = Zr .rd .( – f) (1.90)
Rezultă:
Ffr max =Mf/rd = Ga .( – f) .cos (1.91)
Înlocuind în ecuația de mișcare a automobilului frânat pe rampa de unghi :
.ma .(dv/dt) = Ffr + f .Ga .cos + Ga .sin+ k .A v2 (1.92)
se obține expresia decelerației maxime:
.ma .(dv/dt) = Ga .( – f) .cos + f .Ga .cos+ Ga .sin+ k .A v2 (1.93)
Dacă frânarea se face la limita aderenței, pe o cale de rulare orizontală ( = 0), rezistența aerului se poate neglija, rezultând pentru decelerația maximă expresia următoare:
(dv/dt)max = .g (1.94)
În cazul frânării cu motorul decuplat, coeficientul de influență a maselor aflate în mișcare de rotație poate fi aproximat ca fiind ≈ 1, iar decelerația maximă poate fi calculată cu relația:
(dv/dt)max = .g [m/s2] (1.95)
(dv/dt)max = 10 .0,8 = 8 m/s2
b) Spațiul minim de frânare
Spațiul de frânare minim este un parametru important de apreciere a performanțelor de frânare ale automobilului și influențează direct siguranța în exploatare.
dS = -v .dv/a (1.96)
Înlocuind valoarea decelerației dată de relația (1.94) se obține:
dSf min = - .v .dv/ .g (1.97)
Apreciind că frânarea se face până la oprirea automobilului, cu motorul decuplat (≈1), atunci spațiul de frânare minim se calculează cu relația:
Sfminp = v2/26. . g [m] (1.98)
Sfminp = 1402/26. 0,8. 10 = 94,23 m
Se observă că mărimea spațiului necesar până la oprirea automobilului este proporțională cu pătratul vitezei de deplasare și invers proporțională cu aderența.
c) Timpul minim posibil de frânare:
Timpul de frânare minim este timpul măsurat din momentul în care conducătorul automobilului sesizează necesitatea de frânare și până când mecanismul de frânare propriu-zis intră în funcțiune.
Dacă frânarea se face cu motorul decuplat (≈1), până la oprirea automobilului, timpul de frânare minim va fi:
tfminp = v/3,6. . g [s] (1.99)
tfminp = 140/3,6. 0,8. 10 = 4,86 s
Coeficienții de utilizare a aderenței
Considerăm decelerația df impusă la valoarea df = 0,8. În acest caz, reacțiunile tangențiale maxime la frânare vor fi:
Ff1 = .(G1 + Ga. df .hg /A)
respectiv:
Ff2 = .(G2 – Ga. df .hg /A) (1.100)
Ff1 = 0,8.(8750 + 25000. 0,8 .0,32) = 12120 N
Ff2 = 0,8.(16250 – 25000. 0,8 .0,32) = 7880 N
Notând cu if raportul de repartizare a forței de frânare pe puntea din față (if = Ff1/Ff), și cu is raportul de repartizare a sarcinii statice pe puntea din spate (is = G1/Ga) obținem valorile coeficienților de utilizare a aderenței pentru punți i.
if = Ff1/Ga.df (1.101)
if = 12120/25000 .0,8 = 0,606
is = 0,35
1 = if (is/df + hg/A) (1.102)
(1 – if)/[(1 – is)/df – hg/A] (1.103)
Prin înlocuire obținem:
1 = 0,606 .(0,35/0,8 + 0,32) = 0,459
(1 – 0,606)/(0,65/0,8 – 0,32) = 0,800
Cum are valoare mai mică decât rezultă că la frânare, roțile punții din spate ating limita aderenței înaintea celor din față, respectiv la frânare roțile punții din spate sunt suprafrânate față de roțile punții din față.
1.5.4 Consumul de combustibil
Consumul de combustibil este o caracteristică economică a automobilului și reprezintă cantitatea de combustibil consumată de motorul automobilului la parcurgerea unei distanțe date. Cu ajutorul acestui parametru se apreciază performanțele de economicitate ale automobilului, deoarece pe timpul exploatării, costurile legate de cantitatea de combustibil consumată ocupă cea mai importantă pondere din totalul cheltuielilor necesare.
Din analiza caracteristicii economice a automobilului, se pot trage următoarele concluzii:
– pentru ca automobilul să funcționeze cât mai economic, trebuie ca viteza cea mai des utilizată în exploatare să fie cât mai apropiată de cea la care consumul de combustibil este cel mai mic. La creșterea sau micșorarea vitezei de deplasare față de această valoare, consumul de combustibil crește;
– creșterea consumului de combustibil la deplasarea automobilului cu viteze reduse se explică prin aceea că motorul funcționează la sarcini parțiale, cu economicitate scăzută, la turații mai mici decât turația economică, turații la care consumul de combustibil este mai mare decât cel corespunzător turației economice;
– creșterea consumului de combustibil la mărirea vitezei automobilului se datorează creșterii rapide a rezistențelor la înaintare, în special a rezistenței aerului, a cărei pondere este mai mare decât îmbunătățirea economicității obținute prin funcționarea motorului la sarcini apropiate de sarcina totală. În plus, obținerea puterii maxime este posibilă numai la funcționarea cu amestecuri bogate, ceea ce conduce la reducerea economicității în acest caz.
La autocamionete, evaluarea convențională a consumului de combustibil se face după ciclul european ECE-ONU/342, Regulamentul 15 prin:
– simularea unui parcurs urban;
– efectuarea unui parcurs la două viteze constante pe o șosea orizontală asfaltată.
Rezultatele obținute se exprimă în litri/100 km.
Calculul lucrului mecanic necesar parcurgerii ciclului ECE:
Lciclu = 9986. ma. fo + 3500.Cx.A + ma .(25,87.1 + 69,43. .2 + 49,09. (1.104)
relație în care:
1 = 1,28; 2 = 1,2; 3 = 1,05; fo = 0,015.
Lciclu = 9986. 2500. 0,015 + 3500. 0,5. 2,63 + 2500.(25,87. 1,28 + 69,43. 1,2 + 49,09. 1,05) = 840435 J
Calculul lucrului mecanic necesar parcurgerii distanței de control de 50 km pe ciclul ECE:
L50 = 50.103. Lciclu/Sciclu (1.105)
cu:
Sciclu = 1018 m, lungimea spațiului parcurs de autovehicul la efectuarea unui ciclu.
L50 = 50. 103. 840435/1018 = 41279.103 J
Calculul lucrului mecanic necesar deplasării cu viteza constantă de 90 km/h pe distanța de 25 km:
L90 = S90. R90 (1.106)
relație în care R90 reprezintă suma forțelor de rezistență la înaintare corespunzătoare deplasării autovehiculului pe distanța de 25 km cu viteza constantă de 90 km/h.
R90 = ma. g. f90 + 0,5. . Cx. A v2 (1.107)
R90 = 2500. 10. 0,017 + 0,5 .1,225 .0,5 .2,63 .252 = 928 N
L90 = 25. 103. 928 = 23200.103 J
Calculul lucrului mecanic necesar deplasării cu viteza constantă de 120 km/h pe distanța de 25 km:
L120 = S120. R120 (1.108)
relație în care R120 reprezintă suma forțelor de rezistență la înaintare corespunzătoare deplasării autovehiculului pe distanța de 25 km cu viteza constantă de 120 km/h.
R120 = ma. g. f120 + 0,5. . Cx. A v2 (1.109)
R120 = 2500. 10. 0,019 + 0,5 .1,225 .0,5 .2,63 .33,332 = 1370 N
L120 = 25. 103. 1370 = 34250.103 J
Calculul cantității de combustibil consumată:
Q100 = (103/q. i. m.tr).(50.Lciclu/Sciclu + 25.R90 + 25. R120) [l/100 km] (1.110)
cu: q- puterea calorifică a combustibilului. Pentru motorină q = 42.106 J/kg;
- densitatea motorinei: = 850 kg/m3;
i – randamentul indicat al motorului i = 0,29;
m – randamentul mecanic al motorului: m = 0,8.
Q100 = (103/42.106. 850. 0,29. 0,8. 0,86).(50. 840435/1018 + 25. 928 + 25. 1370)
Q100 = 8,29 litri/100 km
Capitolul 2 CONSTRUCȚIA ȘI CALCULUL AMBREIAJULUI
2.1 Construcția ambreiajului
2.1.1 Generalități
Ambreiajul reprezintă un cuplaj de legătură între arborele cotit al motorului și arborele primar al cutiei de viteze, fiind amplasat în vecinătatea volantului motorului, cu care este compatibil în dimensiuni.
Fig. 2.1 Poziționarea ambreiajului în echipamentul de propulsie [18]
1-bloc motor; 2-volanta motorului; 3-discul de ambreiaj;
4-placa de presiune; 5-arc diafragmă
Elemente componente
Ambreiajul este constituit din partea conducătoare, partea condusă și sistemul de acționare (figura 2.2).
Partea conducătoare cuprinde elementele ambreiajului legate prin legături permanente cu arborele cotit al motorului: volantul și mecanismul ambreiajului.
Partea condusă cuprinde elementele ambreiajului legate prin legături permanente cu arborele primar al cutiei de viteze: discul de ambreiaj și arborele ambreiajului (când acesta există).
Fig. 2.2 Elementele componente ale ambreiajului
Fig. 2.3 Mecanismul ambreiaj [18]
1-discul de ambreiaj; 2-carcasă cu placă de presiune; 3-arcul diafragmă;
4-rulmentul de presiune
Sistemul de acționare cuprinde elementele care participă la stabilirea sau desfacerea legăturii de cuplare, dintre partea conducătoare și partea condusă (figura 2.4):
Fig. 2.4 Sistem de acționare hidraulic
Rol
Fiind inclus în transmisia automobilului, ambreiajul are următoarele roluri:
– cuplarea progresivă a motorului cu restul transmisiei la pornirea din loc a automobilului;
– decuplarea temporară a transmisiei la: pornirea motorului; pornirea de pe loc a automobilului; schimbarea treptelor de viteză; frânarea automobilului până la oprire; oprirea automobilului cu motorul în funcțiune;
– limitarea valorii maxime a momentului de torsiune din organele transmisiei și ale motorului;
– izolarea între motor și transmisie a vibrațiilor torsionale provenite din funcționarea motorului și din deplasarea automobilului pe cale.
Cerințe
Pentru a putea să-și îndeplinească rolurile menționate, ambreiajele trebuie să îndeplinească următoarele cerințe:
La decuplare:
– să permită decuplarea completă și rapidă a motorului de transmisie, pentru a da posibilitatea schimbării treptelor fără șocuri și pentru a preîntâmpina uzura prematură a ambreiajului prin existența frecării mecanice dintre suprafețele în contact atunci când automobilul este oprit cu motorul în funcțiune;
– decuplarea să se facă cu eforturi reduse, fără a necesita o cursă prea mare la pedală (120…200 mm). Forța la pedală necesară decluplării nu trebuie să depășească 150 N la autoturisme și 250 N la autocamioane și autobuze.
La cuplare:
– să asigure o cuplare progresivă a motorului cu transmisia, pentru a evita pornirea bruscă din loc a automobilului și șocurile în organele transmisiei;
– să permită eliminarea căldurii care se produce în timpul procesului de cuplare la patinarea ambreiajului;
– să asigure în stare cuplată o îmbinare perfectă între motor și transmisie, pentru a putea transmite integral momentul maxim al motorului fără patinare.
Condiții generale:
să aibă durata de serviciu și rezistența la uzare cât mai mare;
să aibă o greutate proprie cât mai redusă;
să ofere siguranță în funcționare;
să amortizeze vibrațiile care se produc în transmisie;
să aibă o construcție simplă și ieftină;
modificări reduse ale parametrilor de bază pe timpul funcționării;
să transmită un moment cât mai mare, având dimensiuni reduse;
să fie echilibrat dinamic;
să aibă mentenanță simplă.
Clasificare
Ambreiajele utilizate la automobile se clasifică, după principiul de funcționare, ca în figura 2.5:
Fig. 2.5 Clasificarea ambreiajelor după principiul de funcționare
La ambreiajele mecanice, legătura dintre partea conducătoare și partea condusă se face prin utilizarea forței de frecare.
La ambreiajele hidrodinamice, legătura dintre partea conducătoare și partea condusă se realizează prin intermediul unui lichid, după principiul mașinilor hidraulice rotative. Ele constau în asocierea unei pompe centrifuge și a unei turbine într-un singur agregat.
La ambreiajele electromagnetice, legătura dintre partea conducătoare și partea condusă se realizează cu ajutorul pulberii magnetice.
După tipul mecanismului de comandă, ambreiajele pot fi:
ambreiaje cu mecanism de comandă mecanic;
ambreiaje cu mecanism de comandă hidraulic;
ambreiaje cu mecanism de comandă pneumatic;
ambreiaje cu mecanism de comandă electric.
Am optat pentru un ambreiaj mecanic, monodisc, cu arc central diafragmă și comandă hidraulică, deoarece este compact, are randament de transmitere bun, este simplu și accesibil la lucrările de mentenanță.
2.2 Ambreiajele mecanice
Ambreiajul mecanic funcționează pe baza forțelor de frecare care apar între două sau mai multe perechi de suprafețe sub acțiunea unei forțe de apăsare.
Fig. 2.6 Criterii de clasificare a ambreiajelor mecanice
Ambreiajele cu discuri sunt cele mai utilizate la automobilele actuale datorită construcției simple, greutății reduse și a unui moment de inerție a părții conduse mai mic.
Fig. 2.7 Tipuri de ambreiaje cu discuri
Ambreiajele monodisc sunt cele mai răspândite la autoturisme și autoutilitare, deoarece momentul motor transmis este relativ mic.
2.2.1 Ambreiajul monodisc cu arc central tip diafragmă
Ambreiajele cu arc central diafragmă s-au impus în totalitate pe piața de ambreiaje datorită gabaritului axial redus, făcând posibilă montarea în spațiile tot mai mici din jurul motorului. Arcul tip diafragmă îndeplinește totodată și funcția de cuplare/decuplare prin presiune/depresiune a ambreiajului.
La ambreiajul cu arc central diafragmă, rolul arcurilor de presiune și al pârghiilor de decuplare este îndeplinit de un arc central de formă specială.
Arcul central diafragmă este un disc subțire din oțel, de formă tronconică, având o serie de brațe elastice formate din tăieturi radiale.
În funcție de sensul de acționare al arcului diafragmă se deosebesc două tipuri de ambreiaje:
de tipul împins (push type), la care decuplarea se face prin împingerea arcului diafragmă;
de tipul tras (pull type), la care decuplarea se face prin tragerea arcului diafragmă.
Fig. 2.8 Componentele ambreiajului monodisc, cu frecare uscată [18]
1-carcasa ambreiajului; 2-placa de presiune; 3-știft de fixare; 4-rulment de presiune;
5-arc diafragmă (pârghia interioară); 6-arc diafragmă (pârghia exterioară); 7-arc lamelar.
Avantajul ambreiajelor de tipul tras îl constituie forța de acționare mai mică relativ la aceeași forță de apăsare a arcului diafragmă. Acest lucru permite ca pentru ambreiajele care pot transmite un moment maxim mai mare să se utilizeze același mecanism de acționare ca în cazul unui ambreiaj de tipul împins.
În figura 2.9 este prezentat un ambreiaj mecanic cu arc central diafragmă ansamblat, la care arcul se sprijină, prin cercul bazei mari pe discul de presiune și, prin reazemul 8 din zona mediană, de carcasă. Situarea arcului în diferite poziții în caracteristica elastică, corespunzătoare stărilor de funcționare, se obține prin modificarea înălțimii trunchiului de con la acționarea cu o forță deformatoare asupra cercului bazei mici.
Solidarizarea în rotație dintre discul de presiune și carcasă se face prin intermediul lamelelor elastice multiple, care permit și translațiile relative dintre disc și carcasă necesare decuplării și compensării uzurilor.
Fig. 2.9 Ambreiaj mecanic cu arc central diafragmă [8]
1-parte conducătoare; 2-volant; 3-șuruburi; 4-carcasă; 5-disc de presiune;
6-pârghii de decuplare; 7-disc condus; 9-diafragmă; 11-arbore; 13-pârghie
În stare cuplată (starea normală a ambreiajului), arcul diafragmă precomprimat între discul de presiune și carcasă, apasă prin diametrul bazei mari asupra discului de presiune, exercitând astfel forța de apăsare necesară menținerii ambreiajului în stare cuplată. Față de carcasă, arcul se sprijină prin intermediul proeminenței circulare ambutisată pe carcasă.
Pentru decuplare, prin apăsarea pedalei este determinată rotirea pârghiei de debreiere, care este articulată față de carterul ambreiajului; când manșonul de decuplare se deplasează axial spre stânga, acționează arcul diafragmă în zona cercului bazei mici și se rotește în raport cu articulația de pe carcasă. Ca urmare a rotirii arcului în sens orar, rezemat pe coroana inelară b fixată pe carcasă, încetează acțiunea de apăsare asupra discului de presiune și, prin lamele multiple, cu rol de arcuri readucătoare, discul de presiune se retrage spre carcasă, realizându-se astfel decuplarea ambreiajului prin desfacerea legăturii cu frecare dintre discul condus și suprafețele connducătoare de frecare ale volantului și discului de presiune.
Fig. 2.10 Ambreiaj mecanic cu arc central diafragmă decuplabil prin comprimare [8]
1-volant; 2-carcasa ambreiajului; 3-disc de presiune; 4-arc diafragmă;5-lamele elastice;
6-pedală; 7-pârghie de debreiere; 8-manșon de decuplare;9-disc condus
1 Partea conducătoare a ambreiajului este compusă din volantă și mecanismul ambreiajului.
a) Volanta
Pentru uniformizarea mișcării arborelui cotit se utilizează un acumulator de energie cinetică numit volantă. Aceasta se montează pe capătul arborelui cotit dinspre ambreiaj și înmagazinează energie mecanică pe cursa de destindere a fiecărui piston. Având masă mare deci inerție mare volanta uniformizează mișcarea de rotație a arborelui cotit care devine mai continuă și fără șocuri (figura 2.11):
Fig. 2.11 Volantă motor [23]
Volanta motorului mai are rolul de a transmite cuplul motor cutiei de viteze, prin intermediul ambreiajului. Discul de ambreiaj este cuplat cu volanta pe partea dinspre motor și cu placa de presiune pe partea dinspre cutia de viteze. Din acest punct de vedere suprafața de contact dintre volanta și ambreiaj trebuie să respecte condiții stricte de planeitate. Orice abatere de la planeitate, care ar putea rezulta ca urmare a unei proaste montări a volantei, poate conduce la uzura neuniformă a ambreiajului, cu consecințele de rigoare.
Fig. 2.12 Amplasare volantă [18]
1-volanta motorului; 2-discul de ambreiaj; 3-placa de presiune
De asemenea, pe volanta motorului este montată o coroană dințată. Acestă coroană angrenează cu axul demarorului la pornirea motorului.
Motoarele cu ardere internă pentru automobile evoluează continuu, de la an la an. Cuplul motor mai mare, masele reduse ale componentelor, numărul din ce în ce mai mare al treptelor de viteză, sunt factori care contribuie la intensificarea vibrațiilor din grupul motopropulsor.
Pentru a atenua aceste vibrații volanta simplă a evoluat în volantă dublă (DMF). Principalul rol al volantei duble constă în decuplarea motorului de transmisie, din punct de vedere al vibrațiilor transmise. Acest lucru se poate realiza prin divizarea masei volantei simple în două componente, conectate între ele prin intermediul unui sistem de amortizare.
Masa volantei este separată într-o parte primară, conectată cu motorul, pe care se află coroana dințată și o parte secundară care conține un element de amortizare a oscilațiilor torsionale. Astfel, pe cursa de destindere a unui piston cuplul transmis prin intermediul volantei este filtrat de elementul de amortizare (arc elicoidal). Pe cursa de comprimare a pistonului masa secundară cedează energia înmagazinată transmisiei.
Deci, volanta dublă acționează ca un filtru mecanic „trece jos”, adică filtrează vibrațiile cu frecvență înaltă produse de motorul cu ardere internă.
Fig. 2.13 Volantă dublă [18]
Cu toate că o volantă dublă este mult mai complexă și mai scumpă decât o volantă simplă, utilizarea acesteia este necesară datorită avantajelor evidente în ceea ce privește amortizarea vibrațiilor torsionale (figura 2.14). Totodată se observă un confort sporit la schimbarea treptelor de viteză.
a b
Fig. 2.14 Transmiterea vibrațiilor de la motor la transmisie
a-volantă cu masa simplă; b-volantă cu masa dublă
Efectul temperaturilor ridicate este și el ținut sub control datorită designului volantei duble, care în timpul funcționării motorului permite o ventilație mai bună față de volanta cu masa simplă.
b) Mecanismul ambreiaj
Mecanismul ambreiaj este ansamblul ce asigură apăsarea și eliberarea discului de fricțiune, poziționat între acesta și volant. Fixarea lui pe volant este de tip demontabilă și este realizată cu ajutorul unor elemente de centrare și a unor șuruburi dispuse în zona periferică.
În componența acestuia se găsesc următoarele elemente principale: discul de presiune, dispozitivul elastic de apăsare și carcasa ambreiajului.
Discul de presiune este confecționat din fontă sau oțel și se află în același regim de mișcare cu volantul motorului. El are posibilitatea deplasării axiale față de volant, pentru decuplarea ambreiajului și compensarea uzurilor de frecare ale discului condus.
Discul de presiune se construiește masiv pentru a putea înmagazina o cantitate cât mai mare din căldura care se degaje în timpul patinării ambreiajului și pentru a asigura rigiditatea necesară unei apăsări uniforme a discului condus pe suprafața de frecare.
Fig. 2.15 Disc de presiune
Pentru a facilita transferul de căldură, discul de presiune este prevăzut, pe partea opusă suprafeței de frecare, cu aripioare de răcire.
Discurile de presiune trebuie să aibă o rezistență mare la uzură și de aceea, de regulă se execută din fontă perlitică.
Dispozitivul elastic de apăsare este constituit din arcul central diafragmă și soluția de fixare a arcului precomprimat între carcasă și discul de presiune.
Ambreiajelele cu arc tip diafragmă s-au impus în totalitate pe piața de ambreiaje datorită gabaritului lor axial redus, făcând posibilă montarea în spațiile tot mai mici din jurul motorului.
Arcul diafragmă are rolul de a menține contactul între volantă, disc de ambreiaj și placa de presiune cât timp pedala de ambreiaj nu este apăsată. Arcul tip diafragmă îndeplinește totodată și funcția de cuplare/decuplare prin presiune/depresiune a ambreiajului.
Arcul central diafragmă este un disc subțire din oțel, de formă tronconică, având o serie de brațe elastice formate din tăieturi radiale (figura 2.16).
Forța elastică a arcului pentru o săgeată dată variază în funcție de grosimea tablei, de unghiul conului și de diametrele de rezemare pe carcasa mecanismului și pe discul de presiune.
Fig. 2.16 Arc central diafragmă
Fixarea arcului între carcasă și discul de presiune se face, de asemenea, în mai multe moduri, așa cum se arată în figura 2.17. Rezemarea arcului diafragmă față de discul de presiune se face printr-un cordon circular C, întrerupt din loc în loc de fante radiale, care îmbunătățesc schimbul termic prin accelerarea fenomenului de ventilare. Asamblarea arcului cu carcasa se realizează de regulă cu elemente nedemontabile.
a b c
Fig. 2.17 Asamblări ale arcului diafragmă [9]
a-inel-antretoază; b-coroană-inel; c-articulație periferică
1-diafragmă; 2-carcasă; 3-inel; 4-element de asamblare
La prima soluție, antretoazele sunt introduse în degajările circulare practicate la extremitatea canalelor radiale și sunt nituite pe carcasă. Uzurile ce apar în zonele de contact cu arcul înrăutățesc funcționarea ansamblului, limitând perioada de utilizare.
Pentru o funcționare corectă, la asamblare este prevăzut un joc de montaj de 0,1…0,2 mm, pentru a evita solicitări suplimentare în arc; acest joc diminuează cursa utilă a discului de presiune.
Deformarea lamelelor arcului și cea a carcasei determină o întârziere la cuplare-decuplare dar îmbunătățește progresivitatea ambreiajului.
La soluția cu coroană-inel, articularea diafragmei față de carcasă se realizează printr-un inel continuu, ambutisat pe carcasă, și printr-o coroană inelară din tablă ambutisată, deformată elastic la montaj, pe cealaltă față a diafragmei. Asamblarea carcasă-diafragmă-coroană este realizată prin deformarea unor lamele decupate în carcasă, ce trec prin degajările circulare ale arcului într-o asemenea manieră, încât susțin și apasă coroana inelară.
Soluția asigură o strângere elastică, limitând uzura datorată vibrațiilor, o rigiditate satisfăcătoare la acționarea manșonului de decuplare și o bună preluare a abaterilor de execuție a elementelor componente.
În cazul mecanismului de tip tras cu articulație periferică, arcul diafragmei se reazemă pe carcasă printr-o simplă apăsare permanentă, prin cercul bazei mari, pe inelul continuu ambutisat în carcasă. Comanda decuplării se efectuează prin depărtarea manșonului de decuplare de discul de presiune. Prin solidarizarea manșonului de decuplare cu discul de presiune, uzura este automat compensată. Prin reducerea consolei între zona de apăsare a arcului diafragmei pe carcasă și fixarea carcasei pe volant, se mărește rigiditatea carcasei. Întârzierea la decuplare este foarte mică și nu se modifică în timp, indiferent de gradu de uzare.
c) Carcasa ambreiajului este fixată rigid pe volantul motorului prin șuruburi, constituind suport pentru arcul diafragmă și elementele de solidarizare în mișcarea de rotație și ghidare axială a discului de presiune. În partea centrală, carcasa are o deschizătură circulară, prin care trece arborele ambreiajului și manșonul de decuplare. În scopul îmbunătățirii răcirii ambreiajului, carcasa este prevăzută cu ferestre de aerisire.
Fixarea carcasei pe volant se face cu șuruburi al căror număr depinde de dimensiunile ambreiajului,iar centrarea ei se face cu știfturi sau cu ajutorul unui umăr executat pe volant.
Forma și dimensiunile carcasei depind de construcția ambreiajului. Carcasa este obținută prin ambutisare din tablă de oțel cu conținut redus de carbon, care permite o ușoară elasticitate axială a carcasei, ceea ce contribuie la cuplarea progresivă. Pentru ambreiajele mari, carcasa se execută monobloc, prin turnare din fontă sau oțel, ori din două bucăți, partea superioară fiind turnată din fontă, iar cea inferioară ștanțată din tablă de oțel.
La unele construcții, carterul ambreiajului se execută împreună cu carterul cutiei de viteze, iar la altele separat.
Forma și dimensiunile carterului depind de construcția ambreiajului. Carterul poate fi dintr-o singură bucată și atunci se toarnă din fontă ori aluminiu ,sau din două bucăți, soluție la care ambele piese pot fi turnate, sau numai jumătatea superioară este turnata, iar cea inferioară este ștanțată din tablă de oțel.
Fig. 2.18 Carterul ambreiajului
Carterul ambreiajului se centrează și fixează în partea motorului pe carterul volantului, iar în partea cutiei de viteze, pe flanșa capacului rulmentului de la arborele primar.
2 Partea condusă a ambreiajului este compusă din discul condus (de fricțiune).
d) Discul condus este un subansamblu constructiv al părții conduse a ambreiajului, care sub acțiunea forțelor axiale dezvoltate în mecanismul ambreiaj, permite transmiterea fluxului de putere al motorului către arborele condus al ambreiajului.
Principalele cerințe funcționale ale discului condus sunt: să transmită integral momentul motor; să utilizeze eficient forța furnizată de mecanismul ambreiaj; să asigure progresivitatea la cuplarea ambreiajului; să permită o bună ventilare; să asigure izolarea vibrațiilor de torsiune provenite de la motor, pentru a proteja transmisia.
Discul condus (figura 2.19) este compus dintr-o garnitură de fricțiune (1) care este fixat pe discul metalic (2) prin intermediul niturilor. De remarcat că există două discuri metalice, unul pe care este fixată garnitura de fricțiune (1) și altul care este fixat pe butucul canelat (4). Între aceste două discuri mișcarea de rotație se transmite prin intermediul arcurilor elicoidale (3) care au rolul de a prelua șocurile mecanice în momentul cuplării ambreiajului. Butucul canelat (4) se montează pe arborele de intrare în cutia de viteze care, cu ambreiajul cuplat, preia mișcarea de la arborele cotit al motorului cu ardere internă.
Fig. 2.19 Elementele constructive ale discului condus
Discul suport este realizat din oțel și are rolul de a permite fixarea garniturilor de fricțiune și transmiterea momentului de torsiune între garniturile de frecare și butucul discului.
Proprietățile elastice ale discului suport asigură progresivitatea cuplării ambreiajului. Pentru sporirea elasticității discului suport se practică mai multe soluții: disc dantelat (disc prevăzut cu tăieturi radiale, împărțit în mai multe sectoare îndoite, astfel încât în zona periferică discul este ondulat), utilizarea unor arcuri ondulate între discul suport și una dintre garniturile de fricțiune sau disc suport ondulat și arc ondulat.
Discul suport al garniturilor se fixează de flanșa butucului prin intermediul izolatorului pentru vibrații de torsiune. Vibrațiile torsionale apar datorită rotației neuniforme a arborelui cotit și datorită variației vitezelor unghiulare la deplasarea automobilului.
Indiferent de caracteristica elementului de amortizare, aceste amortizoare se bazează pe o legătură elastică între discul de fricțiune și butucul discului. Elementul elastic de legătură poate fi: cauciuc, capsulă hidraulică sau arcuri. Cele mai răspândite sunt amortizoarele de oscilații cu inele de fricțiune și element elastic cu arcuri elicoidale. Arcurile elicoidale, în număr de 6…12, sunt dispuse tangențial în ferestrele discului de fricțiune.
Amortizorul de oscilații de torsiune contribuie la reducerea zgomotului în transmisie și la evitarea fenomenului de rezonanță.
Garniturile de fricțiune sunt elemente în formă de coroană circulară, fixate prin nituri pe discul suport din oțel.
Materialele din care sunt confecționate aceste garnituri, trebuie să îndeplinească următoarele cerințe: coeficient de frecare ridicat și stabil în timp; rezistență la uzură; funcționare fără zgomot; rezistență mecanică; rezistență la temperaturi înalte; elasticitate axială; prelucrabilitate ușoară; să asigure o cuplare lină, fără șocuri, la plecarea din loc a automobilului.
Tipuri de garnituri utilizate:
garnituri FERODO pe bază de fibre de azbest;
garnituri din rășini sintetice armate cu fibre de kevlar sau cu fibre de sticlă, care sunt nepoluante;
garnituri din pulberi metalice, rezistente, dar funcționează cu zgomot;
garnituri din fibre impregnate cu liant și înfășurate într-o rășină sintetică.
Garniturile pe bază de ferodo au fost inventate de compania engleză Food (redenumită în anul 1920 Ferodo Ltd.). Ele se bazează pe materiale textile, azbest și produse chimice. Datorită proprietății de supraîncălzire fără a-și schimba proprietățile de fricțiune și fără a lua foc au fost mult timp principalul element de fricțiune utilizat la discurile conduse ale ambreiajelor și la elementele de fricțiune ale sistemelor de frânare. Prin Directiva U.E. 76/769 din anul 1982 s-a interzis utilizarea materialelor pe bază de azbest și în consecință s-au căutat noi materiale pentru înlocuirea acestora. Materialele de fricțiune folosite în prezent sunt compuși în diferite grade de aramid, rășină, ceramică, oxid de aluminiu, grafit și cărbune.
În funcție de materialul utilizat, coeficientul de frecare al garniturilor variază între 0,25…0,35 pentru materialele pe bază de azbest, respectiv 0,40…0,45 pentru materialele metaloceramice.
Fixarea garniturilor de fricțiune pe disc se face cu nituri sau prin lipire cu cleiuri termorezistente.
Pentru a proteja garniturile de fricțiune împotriva încălzirii exagerate, pe suprafața acestora sunt prevăzute o serie de canale radiale, prin care, la rotirea ambreiajului, circulă aer care contribuie la răcirea suprafețelor de frecare și la evacuarea prin centrifugare a particulelor rezultate din uzura garniturilor.
2.2.2 Sistemul de acționare al ambreiajului
Sistemul de acționare al ambreiajului are rolul de a desface legătura de cuplare. Pentru a putea exercita acest rol, sistemele de acționare a ambreiajului trebuie să îndeplinească o serie de cerințe: să asigure o cuplare rapidă și o decuplare rapidă și totală; forța aplicată pedalei să fie cât mai mică; să asigure compensarea automată a jocurilor datorate uzurii normale ale ambreiajului; să aibă o construcție simplă și sigură în utilizare.
Din punct de vedere constructiv, sistemele de acționare pot fi (figura 2.20):
Fig. 2.20 Tipuri de sisteme de acționare a ambreiajului
Comanda mecanică a ambreiajului
La variantele moderne, comanda mecanică se realizează prin cablu, acționarea manșonului de decuplare făcându-se de către conducătorul auto, prin apasarea pedalei de ambreiaj. Compunerea unui asemenea mecanism este prezentată în figura 2.21.
Fig. 2.21 Comanda mecanică a ambreiajului [15]
Comanda se transmite de la pedală la furca articulată de pârghia de debreiere prin intermediul cablului montat în teacă. La comanda prin cablu, transmiterea efortului de acționare se face numai prin tracțiune. Cablul este constituit dintr-un miez flexibil și inextensibil din oțel ce preia sarcina și o îmbrăcăminte de fire înfășurate în spirală, alternativ în cele două sensuri; flexibilitatea este conferită de alunecarea dintre fire. La fiecare extremitate, cablul este solidarizat cu elemente sertizate, pentru asamblare cu pedala de ambreiaj și cu furca de debreiere.
Reglarea cursei libere dintre manșonul de decuplare și mecanismul de ambreiaj se realizează cu un dispozitiv de tip șurub-piuliță, asigurat cu o contrapiuliță. Controlul jocului de reglaj este realizat prin mărimea deplasării furcii sau pedalei, deoarece manșonul de decuplare nu este accesibil. Revenirea pedalei după debreiere se face sub acțiunea arcului de readucere.
Sistemele moderne de acționare mecanică sunt prevăzute cu dispozitive de reglare automată.
Comanda hidraulică a ambreiajului
Comanda hidraulică a ambreiajului ca principiu de construcție și funcționare, este similară comenzii hidraulice a frânelor.
În figura 2.22 este prezentată construcția de ansamblu a unei comenzi hidraulice a ambreiajului.
Fig. 2.22 Acționarea hidraulică a ambreiajului [18]
1-pedală; 2-împingător; 3-cilindrul principal;4-piston de împingere;5-piston în cilindrul principal; 6-rezervor; 7-linie; 8-cilindru de lucru; 9-piston; 10-resort; 11,12-furci;
13-manșon
Pedala de ambreiaj acționează pistonul pompei hidraulice de comandă. Prin intermediul unei conducte flexibile, uleiul din pompă este trimis cilindrului receptor, al cărui piston acționează furca legată de manșonul de decuplare.
Sistemul prezintă avantajul efectului multiplicator obținut prin adoptarea unui diametru pentru cilindrul receptor superior celui al cilindrului pompei de comandă.
Manșonul de decuplare este elementul ce permite transmiterea efortului de decuplare (prin apăsare sau tracțiune) primit de la furca de decuplare fixată pe carterul mecanismului ambreiaj aflat în mișcare de rotație. Ansamblul este concentric cu arborele ambreiajului.
La ambreiajele cu arcuri tip diafragmă, manșonul acționează direct asupra părții centrale a arcului. Manșonul se compune din două inele cilindrice coaxiale, unul în rotație cu mecanismul ambreiaj și celălalt fără rotație, legat de furca de comandă. Pentru evitarea încălzirii produsă de frecarea de contact, între aceste inele se intercalează un rulment, numit rulment de presiune. Manșonul de decuplare poate fi cu ghidaj central sau cu autocentrare.
Manșonul de decuplare cu ghidaj central (figura 2.23) are o parte fără rotație 1 care culisează pe bucșa 2, concentrică cu arborele ambreiajului și un inel rotitor al rulmentului 3 care acționează direct asupra arcului diafragmă.
Fig. 2.23 Manșon de decuplare cu ghidaj central [8]
Manșonul de decuplare cu autocentrare (figura 2.24) se utilizează atât în situația unei comenzi cu joc, cât și în cea a unei comenzi de tipul cu apăsare constantă. El elimină dezavantajele provocate de dezaxarea posibilă între manșonul de decuplare și mecanismul ambreiajului (zgomot și uzură accentuate), ce pot apărea pe timpul funcționării. Rulmentul 1 se poate deplasa radial în raport cu manșonul culisant 2, astfel încât se autocentrează pe mecanismul culisant 3.
Pentru a mări fiabilitatea cilindrului receptor și pentru a spori durabilitatea rulmentului din manșonul de decuplare, în ultima perioadă s-a procedat la integrarea cilindrului receptor în manșonul de decuplare, obținându-se astfel și suprimarea furcii (figura 2.25). Deplasarea axială a rulmentului de presiune se face sub acțiunea pistonului din cilindrul receptor integrat în bucșe. Accesul lichidului sub presiune se face prin racordul 5, etanșarea fiind asigurată de garnitura frontală cu autoetanșare. Arcul de compresiune menține apăsarea constantă a rulmentului asupra arcului diafragmă.
Fig. 2.24 Manșon de decuplare cu autocentrare [8]
Fig. 2.25 Cilindru receptor integrat în manșonul de decuplare [8]
1-rulment de presiune; 2-piston; 3-cilindru receptor; 4-bucșă; 5-racord;
6-garnitură de etanșare; 7-arc de compresiune
2.3 Calculul ambreiajului
Calculul ambreiajului cuprinde determinarea dimensiunilor principale în raport cu valoarea maximă a momentului motor, în funcție de tipul și destinația automobilului și de verificarea la rezistență a elementelor componente.
2.3.1 Determinarea parametrilor de bază ai ambreiajului
Parametrii de bază care caracterizează construcția ambreiajului se referă la coeficientul de siguranță , presiunea specifică ps, și creșterea de temperatură t în ambreiaj la pornirea motorului.
a) Coeficientul de siguranță al ambreiajului . Pe timpul funcționării ambreiajului, ca urmare a fazelor de cuplare-decuplare, se produce uzura suprafețelor de frecare a discurilor conduse. În consecință, apare o detensionare a arcurilor și deci o modificare a forței de apăsare. Pentru ca ambreiajul să fie capabil, în această situație, să transmită momentul maxim al motorului, se adoptă în calcul momentul capabil, care este mai mare decât momentul maxim al motorului.
În calculul de predimensionare, acest lucru este luat în considerare prin coeficientul de siguranță al ambreiajului, notat , și definit ca valoare a raportului dintre momentul de calcul a ambreiajului Ma și momentul maxim al motorului MM.
În acestă situație se obține valoarea momentului necesar al ambreiajului:
Ma = . MM (2.1)
Alegerea valorii coeficientului de siguranță al ambreiajului, în vederea determinării momentului necesar al ambreiajului, se face ținându-se seama de tipul și destinația automobilului, precum și de particularitățile ambreiajului. Valoarea coeficientului de siguranță influențează diferit funcționarea ambreiajului. Un coeficient mare împiedică patinarea ambreiajului în cazul uzării garniturilor de fricțiune, mărind durabilitatea ambreiajului și reducerea timpului de patinare, dar crește forța de acționare a pedalei ambreiajului și cresc suprasarcinile în transmisia automobilului deoarece ambreiajul nu patinează la apariția unor solicitări mari.
Valoarea prea mică a coeficientului de siguranță conduce la mărirea tendinței de patinare a ambreiajului, având ca efect mărirea duratei de patinare, ceea ce conduce la creșterea uzurii garniturilor de frânare.
În timpul exploatării automobilului, coeficientul de siguranță se micșorează datorită uzurii garniturilor de frecare, deoarece prin uzura garniturilor, arcurile de presiune se destind și nu mai asigură forța de apăsare inițială.
În consecință se recomandă pentru coeficientul de siguranță , valorile din tabelul 2.1[frv,TI]:
Tab. 2.1
Valorile coeficientului de siguranță pentru diferite automobile
În cazul ambreiajelor cu arc central, coeficientul de siguranță se alege cu valori mai mici ([8.
Pentru automobilul proiectat alegem valoarea = 1,2 obținând pentru momentul ambreiajului valoarea:
Ma = 1,2. 239 = 286,8 N.m
b) Presiunea specifică (po ), dintre suprafețele de frecare ale ambreiajului se definește ca raportul dintre forța dezvoltată de arcul de presiune F și aria unei suprafețe de frecare a ambreiajului A:
po = F/A [MPa] (2.2)
Forța de apăsare F asupra discurilor se poate determina din condiția ca momentul de frecare al ambreiajului să fie egal cu momentul de calcul.
F = Ma/i..Rmed (2.3)
unde:
i = 2.n reprezintă numărul suprafețelor de frecare (n – numărul de discuri conduse);
-coeficientul de frecare dintre discurile ambreiajului.
Coeficientul de frecare poate avea diferite valori în funcție de natura suprafețelor în frecare conform tabelului 2.2 [2]:
Tab. 2.2
Valori ale coeficientului de frecare pentru diferite materiale
Deoarece am optat pentru cuplă de frecare oțel-FeCu sinterizat, alegem pentru coeficientul de frecare valoarea = 0,45.
Rmed – raza medie a garniturilor de fricțiune. Rmed = (Re + Ri)/2
Pentru calculul de predimensionare al garniturilor de fricțiune, se utilizează relația [2]:
A = 2. . MM (2.4)
unde este un coeficient ce depinde de tipul automobilului (tabelul 2.3) [2] :
Tab. 2.3
Valorile coeficientului
Optăm pentru valoarea = 25 și obținem:
A = 2. 25. 239 = 11950 mm2
Tot pentru calculul de predimensionare al garniturilor de fricțiune, se poate proceda în felul următor:
Suprafețele de frecare ale ambreiajului reprezintă căile de legătură dintre părțile conducătoare ale ambreiajului. În aceste condiții, momentul capabil al ambreiajului este momentul forțelor de frecare, dat de relația:
Mcap = i .F . .Rm (2.5)
unde:
i = 2 – numărul suprafețelor de frecare;
n = 1 – numărul discurilor conduse ale ambreiajului;
Rm = (Re + Ri)/2 – raza medie a suprafețelor de frecare;
– coeficientul de frecare dintre suprafețele discurilor;
F – forța normală de apăsare.
Pentru forța normală de apăsare dată de relația (2.2) sub forma F = p0 .A, unde A = .(Re2 –Ri2) reprezintă aria unei garnituri de frecare, momentul capabil al ambreiajului este:
Mcap = i .p0 . .( Re2 –Ri2) . (Re + Ri)/2 (2.6)
Ambreiajul se consideră corect dimensionat dacă momentul capabil este egal cu momentul definit de relația (2.1), adică:
Ma = Mcap Deci: .MM = i .p0 . .( Re2 –Ri2) . (Re + Ri)/2 (2.7)
de unde rezultă:
Re = [2 . .MM/i .p0 . .(1 – c2) .(1 + c)]1/3 (2.8)
Ri = Re .c (2.9)
unde c = Ri/Re = 0,53…0,75. În scopul uzării uniforme optăm pentru valoarea c = 0,7.
Re = [2 .1,2 .239/2 .0,5 .0,45 .(1 – 0,72) .(1 + 0,7)]1,3 = 7,76 cm = 77,6 mm
Ri = 77,6 .0,7 = 54,32 mm
Deoarece garniturile de frecare sunt piese care se uzează frecvent în exploatare, necesitând înlocuirea lor periodică, pentru a se asigura interschimbabilitatea, se realizează într-o gamă tipodimensională limitată prezentată în tabelul următor (conform ISO TS 16949). În aceste condiții valorile Re și Ri obținute prin calcul cu relațiile anterioare sunt valori de predimensionare, valorile definitive se aleg din gama celor precizate în tabel.
Tab. 2.4
Dimensiunile garniturilor de frecare pentru ambreiaje [mm]
*În acest tabel g reprezintă grosimea garniturii de fricțiune.
Din tabelul 2.4 alegem valorile standardizate Re = 80 mm, respectiv Ri = 55 mm. Rezultă:
Rmed = (80 + 55)/2 = 67,5 mm
Înlocuind în relația (2.3) obținem:
F = Ma/i..Rmed = 286,8/2. 0,45. 0,0675 = 4721 N
A = .(802 –552) = 10603 mm2
În consecință, presiunea specifică (po) dintre suprafețele de frecare ale ambreiajului va avea valoarea:
po = 4721/10603 = 0,445 MPa
Valoarea maximă a presiunii specifice este limitată prin tensiunea admisibilă de strivire a materialului constituient al garniturilor. La adoptarea valorii de predimensionare a ambreiajului trebuie să se țină seama de următoarele aspecte:
– valorile mari ale presiunii specifice favorizează reducerea dimensiunilor constructive ale ambreiajului, dar reduce substanțial durabilitatea lui;
– valorile mici ale presiunii specifice implică creșteri ale gabaritului, a maselor și a momentelor de inerție ale părții conduse a ambreiajului. Datorită creșterii razelor, cresc vitezele tangențiale de alunecare dintre suprafețele de contact la cuplarea ambreiajului, situație în care crește uzura de alunecare a garniturilor.
În cazul în care se ține seama de pierderile prin frecare din canelurile discului condus și din elementele de ghidare ale discului de presiune, forța F se poate exprima cu ajutorul relației:
F = cf. Fa (2.10)
în care:
Fa reprezintă forța de apăsare a arcurilor asupra discurilor ambreiajului;
cf coeficient care ține seama de forțele de frecare. Pentru ambreiajele monodisc cf = 0,90…0,95 .
Din considerente de uzură a suprafețelor de frecare, presiunea specifică a ambreiajului se admite în următoarele limite [8]: po = 0,2…0,5 MPa pentru garniturile din rășini sintetice impregnate cu kevlar sau cu fibre de sticlă.
c) Creșterea temperaturii pieselor ambreiajului (t). Pe timpul circulației în special în mediu urban, frecvența cuplărilor-decuplărilor ambreiajului este mare. Deoarece pe timpul acestor procese, o parte din lucrul mecanic al motorului se transformă prin patinare în căldură, crește temperatura pieselor ambreiajului, ceea ce face ca garniturile de fricțiune să lucreze la temperaturi ridicate.
Verificarea la încălzire se face pentru discurile de presiune, considerând situația cea mai defavorabilă, pornirea de pe loc, când lucrul mecanic de patinare este cel mai mare și considerând că datorită timpului de cuplare redus procesul este adiabatic.
Relația de verificare utilizată în aceste condiții va fi:
t = .L/c. mp (2.11)
unde:
= 0,5 – coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic preluată de discul de presiune al ambreiajului;
c = 500 J/kg. K este căldura specifică a pieselor din fontă și oțel;
mp – masa pieselor ce se încălzesc;
L – lucrul mecanic de patinare. Acesta se poate calcula aproximativ cu relația [frv]:
L = 357,3. Ga. rr2/icv12. io2 (2.12)
L = 357,3. 25000. 0,3182/4,222. 3,432 = 4311 N.m
Considerând:
Ls = L/i.A* (2.13)
în care:
Ls –lucru mecanic specific de frecare;
i – numărul de perechi de suprafețe de frecare;
A* – suprafața unei garnituri de frecare,
Obținem:
Ls = 4311/2. 10603 = 0,203 N.m/cm2
Lucrul mecanic specific de frecare nu trebuie să depășească valoarea de 7,5 N.m/cm2.
În aceste condiții, din relația (2.11) rezultă:
t = 0,5. 4311/500. 2,5 = 1,72 K
Ambreiajul se consideră bun din punct de vedere al încălzirii dacă creșterea de temperatură la pornirea de pe loc este mai mică decât valoarea t = 8…15 K.
2.3.2 Calculul arcului de presiune
Pentru menținerea stării cuplate a ambreiajului la limita momentului necesar, trebuie ca pe suprafața de frecare să se dezvolte forța normală calculată cu relația (2.3).
La ambreiajele cu arc diafragmă, această forță trebuie să fie dezvoltată de arc în starea cuplată a ambreiajului.
Pentru calculul solicitărilor arcului diafragmă se folosește modelul din figura 2.26:
Fig. 2.26 Model constructiv pentru arcul diafragmă
Acest model servește pentru calculul arcului diafragmă utilizând principiul suprapunerii efectelor produse în cele două elemente componente ale sale: arcul disc și pârghiile de debreiere.
Elementele geometrice ale unui arc diafragmă sunt prezentate în figura 2.27:
Fig. 2.27 Elementele geometrice ale arcului diafragmă [8]
Forțele care solicită arcul diafragmă în cele două situații de rezemare care apar în timpul funcționării ambreiajului (în situația ambreiat, respectiv debreiat) sunt prezentate în figura 2.28. Semnificația forțelor este următoarea: F- forța de ambreiere; Q – forța de debreiere.
Se consideră că arcul diafragmă prezintă două elemente funcționale reunite într-o singură piesă; partea tronconică plină, care este de fapt un arc disc cu rolul de arc de presiune, și lamelele, care de fapt sunt pârghii încastrate în pânza arcului de disc cu rolul de pârghii de debreiere.
Pentru efectuarea calculelor se adoptă următoarele dimensiuni [4]:
diametrul exterior al diafragmei d1 = 170 mm;
diametrul de sprijin d2 = 120 mm;
diametrul manșonului de presiune: d3 = 60 mm,
numărul de tăieturi ale diafragmei z = 18;
lățimea tăieturii dintre lamele c = 3 mm;
grosimea arcului diafragmă: s = 2,5 mm;
săgeata la plat: h = 5,25 mm.
Pentru calculul forței Q se utilizează relația:
Q = F .(d1 – d2)/(d2 – d3) (2.14)
Înlocuind obținem:
Q = 4721. 50/60 = 3934 N
Fig. 2.28 Forțele care acționează asupra ambreiajului [8]
a-starea ambreiat; b-starea debreiat
Forțele F și Q determină în arcul disc momentul radial M1 și forța tăietoare T1 iar în pârghii momentul de încovoiere M2 și forța tăietoare T2.
Se obțin următoarele solicitări maxime:
M1 = (d1 – d2) .F/2 (2.15)
M2 = (d2 – d3) .Q/2 = (d2 – d1) .F/2 (2.16)
T1 = F (2.17)
T2 = Q (2.18)
M1 = (0,17 – 0,12) .4721/2 = 118 Nm
M2 = (0,12 – 0,06) .3934/2 = 118 Nm
T1 = 4721
T2 = 3934
În figura următoare sunt trasate diagramele de momente și forțe tăietoare din arcul disc și din pârghii:
Fig. 2.29 Diagrama de forțe tăietoare șimomente încovoietoare
Forța F (respectiv M1, T1) determină în secțiunile arcului disc eforturile unitare axiale t și r și eforturile de forfecare (figura 2.30):
Fig. 2.30 Stările de tensiune din arcul diafragmă [8]
Calculul de rezistență al arcului se face pentru eforturile tangențiale folosind relația:
t max = 4 .E .f .[k1 .(h – f/2) + k3 .s]/(1 – 2) .k1 .d12 (2.19)
unde:
E –modulul de elasticitate al materialului. Deoarece, de regulă, arcurile diafragmă se confecționează din Oțel arc 1 (EN ISO 13918-1998), E = 0,21 MPa;
f – deformația arcului în dreptul diametrului d2;
f = 1,7 .h = 1,7. 5,25 = 8,9 mm
– coeficientul lui Poisson. = 0,25 [8];
k1,k2,k3 – coeficienți de formă cu valorile:
k1 = (1 – d2/d1)2/.[(d1 + d2)/(d1 – d2) – 2/ln(d1/d2)] (2.20)
k1 = (1 – 0,688)2/3,14. (270/50 – 2/ln 1,455) = 1,01
k2 = [6/.ln(d1/d2)].[(d1/d2 – 1)/ln(d1/d2) -1] (2.21)
k2 = [6/.ln(160/110)].[(160/110 – 1)/ln(160/110) -1] = 1,08
k3 = 3.(d1/d2 – 1)/ .ln(d1/d2) (2.22)
k3 = 3.(1,45 – 1)/ . 0,375 = 3. 0,45/3,14. 0,375 = 1,15
Efortul tangențial va avea valoarea:
t max = 4. 2,1. 103. 20,4. [1,01. (15 – 10,2) + 1,15. 1]/(1 – ). 1,01. 1602 = 42,5 MPa
Din comparația efortului maxim cu limita la curgere a materialului c = 220 MPa, rezultă că materialul ales și dimensiunile corespund.
2.3.3 Calculul de dimensionare a discului de presiune
Funcțional, discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forței arcurilor pe suprafața de frecare, componentă a părții conducătoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri și eventualele pârghii de debreiere și masă metalică pentru preluarea căldurii rezultate în urma patinării ambreiajului. Față de aceste funcții, predimensionarea lui se face din condiția preluării căldurii revenite în timpul patinării, fără încălziri periculoase.
Asimilând discul de presiune cu un corp cilindric cu dimensiunile bazei exterioare red = Re + (3…5) mm, raza interioară rid = Ri – (3…5) mm, unde Re și Ri sunt razele exterioară, respectiv interioară ale discului condus, se obține înălțimea necesară a discului de presiune:
hd = L. t. c. (red2 – rid2) (2.23)
relație în care:
L – lucrul mecanic de patinare, fost calculat cu relația (2.16) și are valoarea: L = 4311 N.m
Ga – greutatea autovehiculului; Ga = 25000 N;
= 0,5 – coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic preluată de discul de presiune al ambreiajului;
masa specifică a discului de presiune; kg/m3.
t = .L/c. mp, calculat cu relația (2.8): t = 1,72 K
Rezultă:
hd = 4311 .0,5 7800 .10-6 .1,72. 500. (852 –502) = 2,165 mm
Grosimea determinată reprezintă o valoare minimă. Fața exterioară a discului este profilată în vederea creșterii rigidității, a generării unui curent intens de aer pentru răcire și pentru a permite legăturile cu elementele pe care se cuplează.
2.3.4 Calculul arborelui ambreiajului
Arborele ambreiajului este solicitat la torsiune de către momentul de calcul al ambreiajului. Diametrul de predimensionare este dat de relația:
Di = (. MM/0,2.ta)1/3 (2.24)
unde:
ta – solicitarea admisibilă la torsiune. ta = 100…120 MPa. Valoarea definitivă a diametrului se adoptă din DIN ISO 8976 (pentru canelurile triunghiulare), sau ISO 4156 (pentru canelurile în evolventă).
Di = (1,2. 239 .1000/0,2. 110)1/3 = 23,54 mm
Canelurile triunghiulare pot prelua sarcini și cu șoc, centrarea realizându-se pe flancuri, în timp ce canelurile în evolventă permit transmiterea fluxurilor mari de putere.
Atât canelurile arborelui cât și cele ale butucului trebuie verificate la strivire și forfecare.
a) Verificarea rezistenței la strivire a flancurilor canelurilor se face cu relația:
s = k. 2. . MM/z. Ddh. L (2.25)
unde:
k – coeficientul de repartizare a sarcinii pe caneluri. Se adoptă k = 0,5 pentru canelurile triunghiulare, respectiv k = 1,33 pentru canelurile în evolventă;
Dd – diametru mediu al canelurilor;
h – înălțimea portantă a canelurilor. h = (De – Di)/2;
z – numărul de caneluri;
L – lungimea de îmbinare cu butucul discului condus.
s = 0,5. 2. 1,2. 239/24. 70. 25. 200 = 3,41 MPa
Solicitarea admisibilă la strivire trebuie să nu depășească limitele:
s = 20…25 MPa
b) Verificarea efortului unitar la forfecare se face cu relația:
f = 4 ..MM/z .L .b .(De + Di) (2.26)
f = 4. . 239/24. 2. 2. 0,270 = 4,43 MPa
b fiind lățimea canelurilor; b = 2 mm.
Solicitarea admisibilă la forfecare nu trebuie să depășească limitele: af = 20 …30 MPa.
Arborele ambreiajului se execută din oțel aliat pentru cementare.
2.3.5 Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar
Pentru calculul arcurilor ce formează elementul elastic suplimentar, momentul limită care le solicită și care limitează rigiditatea lor minimă se consideră a fi momentul capabil atingerii limitei de aderență la roțile motoare ale automobilului, dat de relația :
MC = Gad . .rd/iCV1 .i0 (2.27)
unde :
Gad = Ga .b .cos/(A + .hg)
Gad = 25000 .1,04 .0,934/(2,972 + 0,8 .0,951) = 6506 N
rd = 0,318 m; = 0,8; iCV = 4,22; i0 = 3,43
Rezultă :
MC = 6506 .0,8 .0,318/4,22 .3,43 = 114,3 Nm
Dacă Rmed este raza medie de dispunere a arcurilor și dacă se consideră că toate arcurile (z = 8) participă în mod egal la preluarea momentului de calcul, forța de calcul este :
Fc = Mc/z .Rmed = 114,3/8 .0,045 = 317,5 N (2.28)
Punând condiția ca dezbaterea unghiulară pe care trebuie să o admită elementul elastic este de ± 8o, unde θ±(7…10o), obținem pentru săgeata arcului valoarea maximă:
f = Rmed .sin θ = 0,045 .sin8o = 6,3 mm (2.29)
Adoptând un coeficient al arcului c = D/d = 4,5, din relația săgeții :
f = 8 .n .Fc .D3/G .d4 (2.30)
unde n = 4 este numărul de spire active, rezultă diametrul sârmei arcului :
d = 8 .n .Fc .c2/G .f (2.31)
d = 8 .4 .317,5 .4,52/8,1 .104 .6,6 = 3,85 mm
Rezultă :
D = c .d = 4,5 .3,85 = 17,3 mm
Efortul unitar de torsiune:
t = 8 .Fc D/d3 = 8 .317,5 .17,3/3,853 = 245,1 MPa (2.32)
Pentru dimensiunile ferestrelor se recomandă următoarele valori [4]: lf = 26 mm; Re = 48 mm; a = 1,5 mm.
Tăietura în butuc va avea dimensiunea:
B = d + r + m = 8 +2 + 2 = 12 mm
unde :
d = 8 mm reprezintă diametrul limitatorului ;
r, m = 2 mm reprezintă jocurile dintre limitatoare și butuc.
2.3.6 Dimensionarea cinematică a sistemului de acționare hidraulic
În cazul sistemului de acționare hidraulic (figura 2.31) [8], acesta cuprinde o parte mecanică și o parte hidraulică.
Fig. 2.31 Comanda hidraulică a ambreiajului [8]
Forța necesară ce trebuie dezvoltată de tija pistonului din cilindrul receptor este dată de relația:
F2 = Fm .L3/L4 (2.33)
unde: Fm – forța necesară la manșon pentru realizarea stării de decuplare a ambreiajului:
Fm = Q = 5000 N.
În cazul în care cilindrul receptor este integrat, L3 și L4 nu sunt definite și avem:
F2 = Fm = 5000 N
Forța de apăsare asupra pistonului din cilindrul pompei centrale este:
F1 = Fp .L1/L2 (2.34)
unde Fp este forța de apăsare asupra pedalei; L1 = 290 mm; L2 = 45 mm [4].
Datorită faptului că presiunea de lucru este redusă, iar conductele de legătură dintre cilindrii au lungime relativ mică, se poate neglija deformația conductelor, iar volumul de lichid refulat din cilindrul pompei centrale se poate considera egal cu volumul generat de cilindrul pistonului receptor. În aceste ipoteze se poate scrie:
ih = Dc2 .L1 . L3/Dp2 .L2 .L4 = 282 .300 .180/202 .45 .90 = 26 (2.35)
Rezultă:
Fp = Fm/ih .h = 5000/26 .0,9 = 213,7 N (2.36)
Rezultă că forța de apăsare asupra pistonului din cilindrul pompei centrale este:
F1 = Fp .L1/L2 = 213,7 .300/45 = 1424,7 N (2.37)
Cunoscând cursa manșonului de decuplare și considerând că volumul refulat de pompă se regăsește în cilindrul receptor, se obține pentru cursa pedalei relația:
Sp = Sm .ih = 4 .26 = 112 mm
unde Sm este cursa manșonului de decuplare.
Pedala de acționare este solicitată la încovoiere, dacă forța la pedală Fp acționează în centrul suprafeței de apăsare, sau la încovoiere și torsiune dacă forța acționează excentric.
Pârghia de debreiere este solicitată la încovoiere, momentul încovoietor maxim fiind determinat prin reducerea în secțiunea periculoasă a forței de la manșon corespunzătoare stării decuplate a ambreiajului.
Capitolul 3 STUDIU PRIVIND AMBREIAJELE UTILIZATE LA AUTOMOBILELE MODERNE
Progresul tehnic și tehnologic înregistrat în construcția de automobile din ultimii ani a impus realizarea unor automobile ecologice și economice. Datorită competiției dintre marii producători de automobile s-au căutat soluții de realizare a unor componente cât mai performante, care să asigure economicitate, confort și siguranță sporite.
De asemenea, utilizarea diferitelor tipuri de transmisii: mecanice, hidraulice sau electrice, a impus apariția unor noi tipuri de ambreiaje, care să satisfacă deplin cerințele impuse acestui organ de legătură dintre motor și transmisie. Conceperea și realizarea acestora a fost facilitată de dotarea sectoarelor de concepție cu echipamente și aplicații informatice de ultimă generație.
3.1 Ambreiaje mecanice uscate cu arc central diafragmă
Majoritatea automobilelor cu cutii manuale sunt echipate cu ambreiaje mecanice (de fricțiune), monodisc, cu frecare uscată, acționate mecanic prin cablu, sau hidraulic prin intermediul unui fluid de lucru.
Fig. 3.1 Ambreiaj mecanic, monodisc, uscat
Mod de funcționare: când este apăsată pedala de ambreiaj, rulmentul de presiune acționează asupra părții interioare a arcului lamelar care prin ridică placa de presiune de pe discul de ambreiaj . Astfel se întrerupe legătura dintre arborele cotit al motorului și arborele de intrare în cutia de viteze. Ansamblul format din arbore cotit, volantă, carcasă, arc diafragmă și placă de presiune se rotește împreună, cât timp motorul este pornit. În cazul în care ambreiajul este cuplat mișcarea se transmite mai departe, prin intermediul discului de ambreiaj, către arborele de intrare în cutia de viteze.
Discul de ambreiaj este compus dintr-o garnitură de fricțiune care este fixată pe discul metalic prin intermediul niturilor. Practic există două discuri metalice, unul pe care este fixată garnitura de fricțiune și altul care este fixat pe butucul canelat. Între aceste două discuri mișcarea de rotație se transmite prin intermediul arcurilor elicoidale care au rolul de a prelua șocurile mecanice în momentul cuplării ambreiajului. Butucul canelat se montează pe arborele de intrare în cutia de viteze care, atunci când ambreiajul este cuplat, preia mișcarea de la arborele cotit al motorului cu ardere internă.
Arcul diafragmă are rolul de a menține contactul între volantă, disc de ambreiaj și placa de presiune cât timp pedala de ambreiaj nu este apăsată. Arcul se sprijină, prin cercul bazei mari pe discul de presiune și, printr-un reazem din zona mediană, de carcasă. Situarea arcului în diferite poziții în caracteristica elastică, corespunzătoare stărilor de funcționare, se obține prin modificarea înălțimii trunchiului de con la acționarea cu o forță deformatoare asupra cercului bazei mici.
Solidarizarea în rotație dintre discul de presiune și carcasă se face prin intermediul lamelelor elastice multiple, care permit și translațiile relative dintre disc și carcasă necesare decuplării și compensării uzurilor.
În stare cuplată (starea normală a ambreiajului), arcul diafragmă precomprimat între discul de presiune și carcasă, apasă prin diametrul bazei mari asupra discului de presiune, exercitând astfel forța de apăsare necesară menținerii ambreiajului în stare cuplată. Față de carcasă, arcul se sprijină prin intermediul unei proeminențe circulare ambutisată pe carcasă.
Pentru decuplare, prin apăsarea pedalei este determinată rotirea pârghiei de debreiere, care este articulată față de carterul ambreiajului; manșonul de decuplare se deplasează axial spre stânga, acționează arcul diafragma în zona cercului bazei mici și se rotește în raport cu articulația de pe carcasă. Ca urmare a rotirii arcului în sens orar, rezemat pe o coroană inelară fixată pe carcasă, încetează acțiunea de apăsare asupra discului de presiune și, prin lamele multiple, cu rol de arcuri readucătoare, discul de presiune se retrage spre carcasă, realizându-se astfel decuplarea ambreiajului prin desfacerea legăturii cu frecare dintre discul condus și suprafețele conducătoare de frecare ale volantului și discului de presiune.
Rulmentul de presiune permite acționarea arcului diafragmă, care este în mișcare, prin intermediul unor pârghii, care sunt fixe. El este elementul care este cel mai mult supus uzurii mai ales în cazul în care cuplările și decuplările ambreiajului sunt foarte dese.
3.2 Ambreiaje bidisc
Dimensiunile garniturilor de frecare sunt limitate de dimensiunile volantului motorului, iar coeficientul de frecare este și el limitat. De asemenea forța de apăsare a arcurilor nu poate depăși o anumită valoare, deoarece odată cu creșterea ei se măresc dimensiunile arcurilor, iar presiunea specifica dintre discuri poate depăși limita admisibilă. În aceste condiții acționarea ambreiajului devine greoaie iar dimensiunile ambreiajului cresc considerabil, dacă trebuie transmis un moment mare.
Din aceste motive, pentru transmiterea momentelor mai mari de 800 Nm se recurge la mărirea numărului de suprafețe de frecare, prin folosirea unor ambreiaje cu mai multe discuri. Dintre acestea cele mai utilizate sunt ambreiajele bidisc. Greutatea unui asemenea ambreiaj poate ajunge la aproximativ 0,7% din greutatea automobilului.
Fig. 3.2 Ambreiaj bidisc [14]
Decuplarea ambreiajului se face prin deplasarea spre dreapta a discului de presiune cu ajutorul pârghiilor de debreiere, prin intermediul șuruburilor, eliberând discul condus. În același timp, discul de presiune este depărtat de discul condus de către arcurile montate între disc și volant.
Pentru a limita deplasarea axială a discului de presiune astfel încât să nu se producă o apăsare a discului condus către discul de presiune, între cele două discuri de presiune sunt prevăzute șuruburi de sprijin fixate în carcasă.
Arcul readuce rulmentul de presiune în poziția inițială după eliberarea pedalei ambreiajului.
Pârghiile de debreiere au capetele exterioare fixate de discul de presiune prin intermediul unor șuruburi. Reglarea jocului dintre rulmentul de presiune și capetele interioare ale pârghiilor de debreiere se face cu ajutorul unei piulițe.
Carterul ambreiajului este prevăzut la partea inferioară cu un orificiu pentru scurgerea uleiului. În acest orificiu se află introdus cu joc un cui, care în timpul trepidațiilor care apar la mersul automobilului nu dă posibilitatea ca orificiul să se înfunde cu murdărie.
Ambreiaje hidrodinamice
Ambreiajul hidrodinamic (AHD) denumit și hidro-convertor de cuplu are rolul de a realiza cuplarea lină și fără șocuri a motorului termic la transmisia automată. La ambreiajele hidrodinamice, întâlnite la unele automobile moderne, legătura dintre partea conducătoare și partea condusă se realizează prin intermediul unui agent hidraulic (ulei mineral pentru transmisii), după principiul mașinilor hidraulice rotative.
Ambreiajul hidrodinamic este format dintr-un rotor-pompă, montat pe arborele motor în locul volantului și dintr-un rotor-turbină, montat pe arborele condus. Cele două componente au la partea exterioară palete radiale plane. Întregul ansamblu este închis într-o carcasă etanșă, umplută în proporție de 85%cu ulei mineral pentru turbine. În figura 3.3 este prezentat modul de dispunere a elementelor ambreiajului hidrodinamic.
Ambreiajele hidrodinamice se utilizează datorită unor avantaje pe care le prezintă:
– demarare mai lină a automobilului;
– amortizarea oscilațiilor de răsucire;
– deplasarea în priză directă chiar la viteze foarte reduse.
Totodată, ambreiajele hidrodinamice prezintă și unele dezavantaje:
durata mare de cuplare-decuplare;
imposibilitatea decuplării complete.
Datorită acestor dezavantaje, aceste ambreiaje se pot utiliza doar pentru cutiile de viteze planetare (pentru cutiile de viteze în trepte se utilizează cuplaje cu ambreiaje cu fricțiune).
Fig. 3.3 Legăturile ambreiajului hidrodinamic [24]
Există mai multe tipuri de ambreiaje hidrodinamice (figura 3.4):
Fig. 3.4 Tipuri de ambreiaje hidrodinamice
Ambreiajul hidrodinamic are formă de tor, o jumătate fiind pompă iar cealaltă jumătate turbină (figura 3.5). Carcasa ambreiajului este solidarizată cu volanta motorului cu bolțuri, astfel încât aceasta se rotește cu aceeași turație ca și arborele cotit al motorului.
Fig. 3.5 Ambreiaj hidrodinamic [16]
1-pompă; 2-stator (difuzor); 3-turbină; 4-ansamblu ambreiaj de blocare cu amortizor de oscilații; 5-carcasă; 6-butuc canelat; 7-cuplaj de sens unic
Pompa este conectată la motorul cu ardere internă, iar turbina este conectată cu arborele de intrare în cutia de viteze. Energia mecanică a motorului este transformată de către pompă în energie hidraulică și este transmisă turbinei. Când hidrotransformatorul este deblocat, între pompă și turbină nu există legatură mecanică directă.
În momentul în care motorul începe să funcționeze, va antrena și rotorul-pompă iar uleiul care se găsește între paletele sale, sub acțiunea fortei centrifuge este împins către periferie și obligat să circule în sensul de rotație, adică uleiul va trece din rotorul-pompă în rotorul-turbină apăsând asupra paletelor lui în mișcare.
Pompa primește de la motorul termic momentul Mp la viteza unghiulară p și-l transmite la turbină care se va roti cu viteza unghiulară t realizând un moment Mt după care fluidul este recirculat (este preluat din nou de pompă).
Diferența dintre turația pompei și turația turbinei se numește „alunecare”, iar mărimea ei exprimă diferența dintre puterea pompei și puterea turbinei. Alunecarea maximă apare atunci când motorul funcționează iar automobilul stă pe loc, pe când alunecarea minimă apare în timpul deplasării automobilului, la regimul de funcționare în care poate fi transmis momentul motor maxim.
Pentru a putea exista o variație de moment cinetic este necesar ca între rotorul pompei și cel al turbinei să existe o mișcare relativă (t < p). Randamentul maxim se obține la o alunecare = 2…4% și are valoarea THD = 97…98%. Alunecarea se calculează cu relația:
= [(p – t)/p] .100 [%] (3.1)
La demarare când automobilului încă nu este în mișcare, turația rotorului-turbină este zero. La o viteză a rotorului–turbină egală cu a rotorului-pompă, uleiul nu va mai circula, deoarece cele două forțe centrifuge vor fi egale. Particulele vor trece din rotorul-pompă în rotorul-turbină numai în cazul în care rotorul turbină se va roti mai încet decât rotorul pompă.
Existența alunecării face ca, în toate cazurile, ambreiajul hidraulic să transmită un moment oarecare la sistemul de rulare al automobilului și să nu fie posibilă niciodată o decuplare completă a motorului de transmisie, iar schimbarea treptelor de viteză să fie anevoioasă. Din acest motiv, la automobilele cu cutii de viteză în trepte, ambreiajul hidraulic se utilizează împreună cu un ambreiaj mecanic auxiliar, care să asigure o declupare completă între motor și transmisie. Utilizarea ambreiajului hidraulic fără ambreiajul mecanic este permisă numai la automobilele echipate cu cutii de viteze planetare, la care schimbarea treptelor de viteză se face prin frânarea unor elemente ale transmisiei planetare.
La frânare și la deplasarea automobilului prin inerție, turația turbinei este mai mare decât turația pompei. În acest caz, lichidul circulă în ambreiaj în sens invers, iar ambreiajul transmite de la motor la cutia de viteze și în restul transmisiei un moment de frânare.
Când motorul rotește pompa, uleiul care se găsește între paletele sale este împins din centru către periferie sub acțiunea forței centrifuge și, imprimândui-se o circulație în sensul săgeților, este împins spre paletele turbinei (figura 3.6).
Aici, pe de o parte imprimă uleiului aflat între paletele turbinei o circulație în sensul săgeților, iar pe de altă parte exercită asupra paletelor turbinei o presiune corespunzătoare energiei cinetice acumulate. Această presiune, în raport cu axul turbinei, creează un cuplu care, când este suficient de mare, învinge rezistența la înaintare a automobilului.
Turbina determină rotirea transmisiei, deci asigură propulsia autovehiculului. Paletele turbinei sunt curbate, ceea ce înseamnă că fluidul, care intră în turbină dinspre partea exterioară, trebuie să-și schimbe direcția înainte de a ieși prin partea centrală a turbinei. Această schimbare de sens determină rotirea turbinei.
Fig. 3.6 Secțiunea pompei hidrotransformatorului care este legată de carcasă
Pentru a schimba direcția de rotire a unui element trebuie aplicată o forță pe acel element, care va simți acea forță în sens contrar (figura 3.7). Astfel, în măsura în care turbina determină schimbarea direcției fluidului, fluidul va determina rotirea turbinei.
Fig. 3.7 Turbina hidrotransformatorului
Fluidul iese din turbină pe la centru, în altă direcție decât direcția de intrare (figura 3.7). Deci fluidul iese din turbină mișcându-se în sens invers direcției de rotație a pompei (respectiv a motorului). Dacă i se va permite fluidului să lovească pompa, va frâna motorul, ducând la pierderea puterii. Din aceasta cauza, hidrotransformatorul a fost prevazut cu un stator (figura 3.8):
Fig. 3.8 Statorul hidrotransformatorului
Datorită principiului de funcționare, acest tip de ambreiaj poate transmite mișcarea de la motor la cutia de viteze doar dacă energia cinetică a fluidului de lucru este destul de mare. Altfel spus, la turații mici ale motorului termic, energia hidraulică produsă de pompă nu este suficient de mare pentru a pune în mișcare automobilul. La accelerarea motorului termic crește energia hidraulică, datorită vitezei mai mari a fluidului de lucru, iar turbina produce o putere suficientă pentru propulsarea automobilului.
Pentru exemplificare, în figura 3.9 este prezentat un hidrotransformator – convertizor de cuplu cu ambreiaj de blocare și sistem de amortizare al vibrațiilor torsionale ZF.
Pentru cutiile de viteze în trepte, ambreiajul hidrodinamic se folosește împreună cu un ambreiaj mecanic cu fricțiune. Necesitatea utilizării unui ambreiaj cu frecare se explică prin faptul că, datorită alunecării permanente dintre rotoarele pompei și turbinei, în ambreiajul hidraulic, chiar la turații mici, există un moment care, deși mic, îngreunează cuplarea roților dințate sau produce șocuri asupra lor. Folosirea ambreiajului hidraulic simplu este posibilă când automobilul are un schimbător de viteze cu roți planetare, care permite schimbarea vitezelor sub sarcină.
În cazul ambreiajului combinat hidraulic-mecanic, ca ambreiaj de pornire, se folosește ambreiajul hidraulic, iar pentru schimbarea vitezelor, ambreiajul mecanic cu fricțiune.
Fig. 3.9 Hidroambreiaj ZF [18]
Fig. 3.10 Ambreiaj combinat hidraulic-mecanic
1-arbore cotit; 2-pompă centrifugă; 3-turbină; 4-sensul circuitului fluidului în pompă la tracțiune; 5- sensul circuitului fluidului în turbină la tracțiune; 6-bușon de umplere;
7-ambreiaj mecanic; 8-arbore primar; 9-garnitură
Ambreiaje centrifugale
Inventat de către Thomas Fogarty în anul 1940, ambreiajul centrifugal face parte din clasa ambreiajelor mecanice care au o acțiune automată, în sensul că, atât procesul cuplării, cât și cel al decuplării, este legat de regimul de funcționare a motorului. Atunci când motorul funcționează la turații reduse, ambreiajul este decuplat, iar în intervalul unor turații stabile se cuplează sub acțiunea forțelor centrifuge ale unor pârghii cu greutăți la capete.
Fig. 3.11 Ambreiaj centrifugal [22]
Ambreiajele centrifugale folosesc pentru cuplare și decuplare forța centrifugă, iar pentru obținerea forței de apăsare între suprafețele de frecare utilizează arcuri periferice. Forța centrifugă se utilizează mai rar pentru crearea forței de apăsare dintre suprafețele de frecare.
Când turația motorului crește, pârghiile cu contragreutăți se deplasează spre exterior, realizând cuplarea ambreiajului. Cele mai frecvente tipuri de ambreiaje centrifugale sunt cu plăcuțe de fricțiune sau cu pârghii potcoavă montate radial în interiorul unei carcase. Pe arborele central al ambreiajului sunt dispuse arcuri de extensie care se conectează la pârghiile potcoavă ale ambreiajului. Dacă turația arborelui central este suficient de mare, arcurile se tensionează, obligând pârghiile potcoavă să intre în fricțiune (proces care poate fi comparat cu o frână cu tambur inversată). În acest fel, ambreiajul centrifugal funcționează ca o transmisie cu variație continuă.
Fig. 3.12 Funcționarea ambreiajului centrifugal [20]
Avantajele principale ale ambreiajelor centrifugale sunt:
– cuplarea lină la plecarea din loc a automobilului;
– decuplarea automată la reducerea turației motorului până la mersul în gol,ceea ce împiedică oprirea lui.
Dezavantajele ambreiajelor centrifugale sunt:
– posibilitatea patinării la turații relativ scăzute și sarcini mari ale motorului;
– imposibilitatea pornirii motorului prin împingerea automobilului;
– funcționarea cu regim termic mai ridicat ca urmare a patinării îndelungate;
– imposibilitatea utilizării frânei de motor.
Unele din aceste dezavantaje pot fi eliminate prin utilizarea unor dispozitive care însă măresc complexitatea construcției. Toate acestea fac ca ambreiajele centrifugale să fie utilizate în transmisii automate combinate cu alte tipuri de ambreiaj. La aceste ambreiaje, procesul de cuplare și decuplare se face automat, în funcție de turația motorului, prin mărirea forței centrifuge.
De exemplu, la ambreiajul combinat mecanic-centrifugal, pentru pornirea din loc se foloseste un ambreiaj centrifugal, iar pentru schimbarea vitezelor, un ambreiaj monodisc cu fricțiune, montat în serie (figura 3.13):
Fig. 3.13 Ambreiaj combinat mecanic-centrifug [8]
1-cuplaj unisens; 2-volant; 3-disc de fricțiune al ambreiajului semicentrifug;
4-disc de presiune al ambreiajului semicentrifug; 5- disc de fricțiune al ambreiajului mecanic;
6-pârghie de decuplare; 7-arbore primar al cutiei de viteze; 8-arcuri de presiune; 9- disc de presiune al ambreiajului mecanic; 10-role
3.5 Ambreiajul monodisc semicentrifugal
Ambreiajul monodisc semicentrifugal este o variantă a ambreiajului monodisc simplu cu arcuri periferice.
Diferența dintre un ambreiaj monodisc semicentrifugal și unul simplu constă în forma constructivă diferită a pârghiilor de deculplare, care sunt prevăzute la capetele exterioare cu câte o contragreutate. Datorită acestor contragreutăți, la rotirea ambreiajului iau naștere forțe centrifuge, care tind să rotească pârghiile de declupare în jurul axelor lor, în sens invers acelor de ceasornic, mărind astfel forța de apăsare a discului de presiune.
În figura următoare este prezentata soluția constructivă a unui asemenea ambreiaj:
Fig. 3.14 Ambreiaj monodisc semicentrifug cu amortizor de torsiune [8]
1-disc de presiune; 2-disc de fricțiune; 3-inel de fricțiune; 4-arc; 5-carcasă;
6-contragreutate; 7-pârghie de cuplare; 8-furcă de debreiere; 9-arc de rapel;
10-rulment de presiune; 11-cilindru de comandă hidrulică; 13-manșon de cuplare
Prin apăsarea completă a pedalei ambreiajului, discul de presiune se deplasează întrerupând legătura între motor și cutia de viteze. Forța de apăsare asupra discului condus este creată de arcuri și de forțele centrifuge ale contragreutăților.
Elementele care asigură forța de apăsare asupra discului de presiune sunt în funcție de turația motorului: când turația motorului este mică, forța de presiune este creată numai de arcuri; când turația motorului crește, forțele centrifuge ale contragreutăților măresc forța de apăsare asupra discului.
3.6 Ambreiaj dublu cu frecare uscată
Transmisia cu dublu ambreiaj (DCT) este utilizată atât la automobile fabricate în Europa, cât și la cele fabricate în Japonia și S.U.A. unde concură cu transmisiile automate și cu cele cu variație continuă.
Pentru prima dată acest tip de transmisie a fost utlizată de Porsche la începutul anilor `80, dar, datorită costurilor mari de producție și a controlului deosebit de complex al schimbării treptelor de viteză, această tehnologie nu a fost adoptată pe scară largă.
Transmisiile cu dublu ambreiaj îmbină avantajele unei cutii manuale (simplitate constructivă, randament ridicat) cu cele ale unei cutii automate (schimbarea automată, sub sarcină și fără șocuri a treptelor de viteză). Cutiile DCT, în timpul unei schimbări de treaptă de viteză, transferă cuplul de la un ambreiaj la celălalt aproape instantaneu.
Dublul ambreiaj poate fi utilizat pentru orice arhitectură a grupului motopropulsor: tracțiune față, spate sau integrală. De asemenea, acest tip de ambreiaj poate transmite un cuplu motor de până la 1250 Nm (Bugatti Veyron).
Componenta principală a unei transmisii DCT este ambreiajul dublu. Acesta transferă cuplul de la motor la angrenajele cutiei de viteze. Constructiv se deosebesc două tipuri de ambreiaje duble: multidisc cu frecare umedă, acționat hidraulic și monodisc cu frecare uscată, acționat electric (figura 3.15):
Fig. 3.15 Ambreiaj dublu monodisc cu frecare uscată [18]
Principalul criteriu de utilizare a unui ambreiaj multidisc umed sau a unuia monodisc uscat este cuplul motor maxim transmis. Astfel, în cazul în care, cuplul motor maxim depășește 250 Nm este de preferat să se utilizeze ambreiaje multidisc umede. Pe lângă avantajul cuplului transmis, un ambreiaj multidisc umed, disipă căldura mai ușor, nu se uzează iar cuplarea și decuplarea este mai lină și fără șocuri.
Ambreiajele multidisc utilizează ulei de transmisie pentru o răcire mai eficientă, transfer de cuplu progresiv și fiabilitate ridicată. Dar, datorită imersării în ulei, randamentul este mai scăzut iar prețul de producție mai ridicat.
Ambreiajele monodisc uscate au avantajul unui consum mai scăzut de combustibil, deci un randament mai bun datorită lipsei uleiului. De asemenea coeficientul de frecare al acestor ambreiaje se situează între 0,2…0,4, valori duble față de un ambreiaj multi-disc umed. Cu toate acestea, ambreiajele uscate sunt proiectate să funcționeze pe întreaga durată de viață a automobilului fără a avea nevoie de întreținere.
Componentele unui ambreiaj dublu sunt similare cu cele ale unui ambreiaj simplu: placă de presiune, disc de ambreiaj, rulment de presiune și arc diafragmă (figura 3.16):
Fig. 3.16 Ambreiaj dublu cu frecare uscată [18]
1-furcă de acționare ambreiaj 1; 2-furcă de acționare ambreiaj 2; 3-rulment de presiune 1;
4-rulment placă centrală; 5-volantă dublă (DMF); 6-placă de presiune ambreiaj 1; 7-disc de ambreiaj 1; 8-placă centrală; 9-disc de ambreiaj 2; 10-placă de presiune 2; 11-arc diafragmă 1
Furcile de acționare pot fi controlate electro-hidraulic sau electric. Acestea trebuie să fie rezistente din punct de vedere mecanic și perfect funcționale pe toată durata de viața a ambreiajului.
Rulmentul de presiune, câte unul pentru fiecare ambreiaj, are rolul de a permite acționarea arcului diafragmă prin intermediul furcii.
Volanta dublă este montată pe partea cu motorul și are rolul de a filtra oscilațiile torsionale ale motorului. Montarea unei volante duble nu este obligatorie în cazul motoarelor cu injecție indirectă. În cazul motoarelor diesel cât și în cazul motoarelor pe benzină cu injecție directă este necesară utilizarea volantei duble deoarece oscilațiile de cuplu sunt mai pronunțate.
Discurile de ambreiaj sunt mai groase decât cele ale unei cutii manuale. De asemenea rezistența la uzură este mai mare deoarece acestea trebuie să reziste toată durata de viață a automobilului. Discul ambreiajului 1 are diametru mai mare deorece acesta este supus unor sarcini mai mari.
Plăcile de presiune sunt de mărimi diferite, fiecare fiind potrivit pentru discul de ambreiaj corespunzător. Mecanismele de acționare sunt de asemenea diferite, placa de presiune 2 este acționată prin împingere iar placa de presiune 1 prin tragere.
Între cele două discuri de ambreiaj este poziționată o placă centrală. Acesta se sprijină pe un rulment cu bile, are grosime mai mare decât plăcile de presiune și este utilizată de ambele discuri de ambreiaj pentru transmiterea mișcării. Datorită poziționării, rulmentul plăcii centrale este supus unor solicitări termice intense ce pot ajunge și până la 200 °C.
Cuplul motor este transferat, prin intermediul volantei duble, plăcii centrale. Acesta se rotește împreună cu volanta dublă, cu plăcile de presiune și cu cele două arcuri diafragmă. Ambele ambreiaje sunt prevăzute cu mecanisme de compensare automată a uzurii (SAC), care mențin constantă distanța între discurile de ambreiaj și plăcile de presiune, indiferent de gradul de uzură al discului. Acest mecanism asigură forțe mici de acționare pe întreaga durată de viață a ambreiajului și caracteristici constante ale acestora, elemente esențiale pentru un sistemul de acționare automat.
Ambreiajele de acest tip utilizează simplitatea și fiabilitatea unui ambreiaj de cutie manuală într-un sistem care permite automatizarea necesară unei transmisii cu dublu ambreiaj.
Randamentul superior al ambreiajelor uscate, comparativ cu cele multi-disc umede, au permis automobilelor cu transmisii cu dublu ambreiaj cu frecare uscată să obțină un consum de combustibil mai mic comparativ cu un automobil cu transmisie manuală. În plus acestă arhitectură de transmisie are și avantajele unei transmisii automate: schimbarea rapidă a treptelor și fără întrerupere a cuplului motor, confort ridicat. Datorită acestor avantaje transmisia cu dublu ambreiaj cu frecare uscată reprezintă soluția viitorului pentru automobilele de clasă mică și medie.
Toate cutiile de viteze cu dublu ambreiaj sunt controlate electronic. Acționarea ambreiajelor cât și cuplarea treptelor de viteză se face hidraulic, prin intermediul unor supape electro-hidraulice sau electric utilizând motoare electrice de curent continuu.
3.7 Ambreiajele electromagnetice
Pentru ușurarea conducerii automobilelor a luat extindere în ultimul timp, o dată cu folosirea cutiilor de viteze hidrodinamice, utilizarea ambreiajelor cu comandă automată. Dintre acestea fac parte și ambreiajele electromagnetice, a căror construcție poate să difere în funcție de modul în care se realizează legatura dintre partea condusă și partea conducătoare și anume :
– ambreiajele cu pulbere magnetică, la care solidarizarea părții conduse cu cea conducătoare se realizează prin magnetizarea pulberii, care umple cavitatea interioară a ambreiajului;
– ambreiajele fără pulbere magnetică, la care forța de cuplare este dată de un electromagnet alimentat de sursa de curent a automobilului.
În ambreiajele din prima categorie corpul de lucru îl constituie pulberea magnetică de fier, care se află într-un spațiu inelar (figura 3.17). Acest spațiu care leagă partea conducătoare a ambreiajului de cea condusă, se află dispus între polii unor electromagneți. Prin conectarea înfășurării de excitație, alimentată de curentul furnizat de bateria de acumulatoare, particulele de pulbere se concentrează de-a lungul liniilor de forță magnetice, formând niște lanțuri magnetice care rigidizează pulberea transformând-o într-un corp solid.
Sistemul de cuplare este încorporat în volant, executat din oțel și constituind împreună cu discul, circuitul magnetic al ambreiajului.
Fig. 3.17 Ambreiaj cu pulbere magnetică [25]
Între peretele interior al volantului și degajarea discului este dispusă bobina de excitație, alimentată cu curent electric de la motor, cu care este cuplată prin intermediul inelului de contact.
Acest inel este protejat de capacul izolator pe care se află montată și peria din cupru grafiat. Între peretele interior al volantului și discul solidar cu el este realizat un spațiu de lucru în care se dispune marginea superioară a elementului condus executat din plăci subțiri din tablă de oțel și care, prin intermediul butucului său canelat, este montat pe arborele primar al cutiei de viteze. Pulberea magnetică este menținută în spațiul de lucru cu ajutorul garniturilor de protecție al bucșei. Capătul canelat al arborelui primar este sprijinit de rulment. Periferia volantului este prevăzută cu coroana dințată cu care se angreneaza pinionul motorului electric de pornire.
Ca pulbere magnetică se folosește în general fierul carbonic. Momentul motor transmis de ambreiaj poate fi reglat progresiv, în funcție de intensitatea curentului electric care circulă prin bobina de excitație. Astfel, la mersul în gol al motorului, tensiunea generatorului de curent este insuficientă iar curentul care pătrunde în bobina de excitație are o valoare mică, ceea ce face ca ambreiajul să rămână decuplat. Pe măsură ce turația motorului crește, se mărește și tensiunea generatorului iar ambreiajul se cupleaza lin. Calitățile de cuplare lină nu se modifică timp îndelungat în exploatare; nefiind nevoie de reglarea jocurilor, solicitările dinamice ale transmisiei rămân reduse în acest fel. De asemenea, neexistând frecări ale părților de cuplare, uzura acestui ambreiaj este redusă.
Principalul incovenient al ambreiajelor de acest tip este momentul de inerție mare al elementului condus, fapt ce face dificilă schimbarea vitezelor. Acest dezavantaj poate fi înlăturat prin utilizarea unui disc condus subțire cu moment de inerție mic. O altă dificultate o reprezintă menținerea pe perioadă îndelungată a proprietăților feromagnetice și anticorozive ale pulberii.
La ambreiajele electromagnetice fără pulbere, efectul de cuplare se obține prin unirea volantului cu discul condus montat pe arborele primar al cutiei de viteze pe ale cărui caneluri se deplasează (figura 3.18):
Fig. 3.18 Schemele ambreiajului electromagnetic fără pulbere [8]
1-contact alunecător; 2,6-miez; 3-bobină de excitație; 4,8-indus; 5-arc;
7-arc plat; 9-disc dur
Cea mai eficientă metodă de mărire a rezistenței la uzură a suprafețelor de frecare constă în utilizarea garniturilor de fricțiune pe bază de azbest sau din materiale metaloceramice. În acest caz însă, adaosul necesar pentru uzura garniturilor de fricțiune duce la apariția unui joc mai mare între miez și indus. Prezența aerului în acest spațiu mărește mult rezistența magnetică a sistemului și duce la creșterea dimensiunilor și greutății ambreiajului.
CONCLUZII
Pentru proiectarea automobilului din temă s-a efectuat un studiu asupra unui număr de unsprezece autocamionete similare. Pe această bază s-au ales principalele dimensiuni constructive, s-a calculat poziția centrului de greutate, s-a făcut repartiția masei pe punți și pe pneuri și s-au ales pneurile.
Calculul rezistențelor la înaintare a permis alegerea motorului, luând în considerare cerințele din tema de proiect. Motorului, m.a.c. cu injecție directă de motorină controlată electronic, având patru cilindrii în linie, i s-a trasat caracteristica exterioară. În baza acesteia, după calculul randamentului transmisiei și a rapoartelor de transmitere din organele transmisiei, s-au verificat performanțele dinamice și de consum ale automobilului proiectat. Acestea permit autocamionetei să îndeplinească cerințele impuse prin temă.
La proiectarea ambreiajului s-a efectuat analiza soluțiilor similare de ambreiaje utilizate la automobilele moderne, s-a ales varianta cu un ambreiaj monodisc, uscat, cu arc central diafragmă, după care s-au determinat parametrii principali ai ambreiajului, și s-au dimensionat și verificat elementele componente: discul de fricțiune, discul de comandă, arcul central diafragmă, arborele ambreiajului, arcurile elementului elastic suplimentar și mecanismul de acționare.
În ultimul capitol sunt prezentate diferite soluții moderne de ambreiaje utilizate la automobile, din punct de vedere constructiv, funcțional și a domeniilor de utilizare: ambreiaje mecanice mono și bidisc, hidroambreiaje, ambreiaje duble cu frecare uscată și ambreiaje electromagnetice. Prezentarea avantajelor și dezavantajelor acestora permite o analiză pertinentă înainte de adoptarea uneia dintre aceste variante.
În concluzie, au fost rezovate toate cerințele din tema de proiect.
BIBLIOGRAFIE
[1] Frățilă, Gh. – Calculul și construcția automobilelor – Editura Didactică și Pedagogică, București 1977
[2] Frățilă, Gh.,ș.a. – Automobile – Editura Didactică și Pedagogică, București 2008
[3] Grunwald,B. – Teoria, calculul și construcția motoarelor pentru automobile – Editura Didactică și Pedagogică, București 1980
[4] Ivănescu,M.ș.a. – Construcția și Calculul Autovehiculelor (Proiectarea transmisiei mecanice) – Editura Universității din Pitești, 2008
[5] Macarie, T.N. – Automobile (Dinamica) – Editura Universității din Pitești, 2003
[6] Poțincu,GH., ș.a. – Automobile – Editura Didactică și Pedagogică, București 1980
[7] Racotă, R.M. – Calculul și construcția motoarelor pentru automobile – Editura Universității din Pitești, 2004
[8] Tabacu,I – Transmisii mecanice pentru autoturisme – Editura Tehnică, București 1999
[9] Tabacu,Șt. ș.a. – Dinamica autovehiculelor (Îndrumar de proiectare) – Editura Universității din Pitești, 2004
[10] Untaru,M. Ș.a. – Calculul și construcția automobilelor – Editura Didactică și Pedagogică, București 1982
[11] Colecția revistei AutoTest
[12] www.autogadget.ro
[13] www.automarket.ro
[14] www.auto-training.ro
[15] www.autozone.com
[16] www.bankspower.com
[17] www.bmw.ro
[18] www.e-automobile.ro
[19] www.ecomoder.com
[20] www.engineeringexpert.net
[21] www.enwikipedia.ro
[22] www.industrialfriction.com
[23] www.marinclawer.com
[24] www.newpartsauto.com
[25] www.sunrisescn.com
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: SPECIALIZAREA AUTOVEHICULE RUTIERE LUCRARE DE DIPLOMĂ ÎNDRUMĂTOR ȘTIINȚIFIC Conf. dr. ing. IOAN HĂLĂCIUGĂ ABSOLVENT RUSU V.G. EUGEN-GHEORGHIU ARAD… [305284] (ID: 305284)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.