Tractor 4×4 Echipat cu Un M.a.c. cu Puterea Nominala Pn=22 Kw Si Turatia Nominala Nn=2000 Rot Per Min, cu 10+10 Trepte, Priza Independenta Si Sincrona

I.Intrducere

1.1 Istoria tractorului în România

Începând cu anul 1946 în tara noastră a început fabricarea primului tractor cu denumirea de IAR-22, construit în uzina IAR devenită apoi Uzina Tractoru aflată in județul Brașov.Până la finele anului 1947 uzina produsese deja peste 280 de tractoare, ajungând în timp până la aproximativ 60.000 buc/an.

Anul 1951 a fost anul tractorului pe șenile KD-35 acesta intrând in producția de serie, acest tractor a fost echipat cu un motor Diesel în patru timpi cu o putere nominală de 37CP la 1400 rot/min, având o cutie de viteze cu 5 trepte și care îi permitea să atingă o viteză cuprinsă între 4 și 9 km/h.

Patru ani mai târziu uzinele au început producția tractorului Universal-2 pe roți, fiind echipat cu acelasi motor ca al predecesorului sau KD-35, numai că viteza acestuia s-a mărit de la 9 la 13 km/h.Între timp s-au dezvoltat mai multe tipuri de prize de putere și anume semiindependente cu instalație hidraulică care se gaseau pe tractoarele U-26, U-27, U-29, U-450.Aceste tractoare aveau o cutie de viteze cu 10 rapoarte iar viteza la care lucrau erau cuprinse în intervalul 3-23 km/h, toată această putere venind de la motorul Diesel de 45CP la turația de 1500 rot/min.

După aproape zece ani tractorul U-650 respectiv U-651(4×4) au constituit un punct important pentru dezvoltarea acestei industrii în țara noastră.Acest tip de tractor era destinat executării aproape tuturor muncilor agricole.Motorul care echipa acest tractor era un motor Diesel(D-103) cu injecție directă și pornire electrică cu puterea de 65 CP la o turație de 1800 rot/min, cu 10 trepte de viteze si o viteza cuprinsă între 2,5-27 km/h.Motorul D-110 echipeaza în prezent variante mai moderne cum ar fi U-650M, U-651M, U-650 super și U-650DT super.

Perioada 1963-1968 a însemnat o evoluție a tractoarelor pe șenile care au ajuns să fie echipate cu mtoare de 130CP (S-1300, fabricat în 1963), S-650 tractor pe șenile echipat cu motor D-104 ( anul 1965), prezentul găsind variante modernizate S-651 LS și IF-650 E.

1969-an în care a început fabricarea tractoarelor pe roți și șenile din clasa U-445 cu motor de 45 CP cu mai multe variante (U-445, U-445 DT, U-445 DTE, U-445 SD, U-445 DTSD, S-445), legumicol (U-445 L), viticol (U-445 V, SV-445, U-445 HCV), pomicol (U-445 HCP), pentru lucrãri în pante (SM-445) și pentru lucrãri multiple (U-445 TIH), cu performanțe la nivelul tehnicii mondiale.

Motorul Diesel supraalimentat cu puterea de 150 CP a fost utilizat pentru tractorul S-1500 (an 1970),în prezent fabricandu-se modelele S-1800 IF și S-1800 LS echipate cu un motor de 180 CP, aceste tractoare fiind utilizate în construcții și lucrări industriale.

Ulterior, au fost realizate noi tipuri de tractoare agricole cu performanțe îmbunãtãțite (U-350, U-500 cu diverse variante, U-530 cu variante, U-550 cu variante, A-1800 A), precum și noi tipuri de tractoare industriale cu transmisii hidrodinamice și ramã articulatã (A-1801 IF, A-1801 L, A-3602 IF), în prezent se fabricã în România peste 53 de tipuri de tractoare, pe roți și pe șenile, în peste 300 de variante, în 12 grupe de puteri: 25-300 CP.

II.Clasificarea tractoarelor

Datorita creșterii suprafețelor agricole tractoarele s-au modificat mult de-a lungul istoriei, construcția acestora s-a diversificat, stabilindu-se o serie de criterii de clasificare și anume:

destinație

tipul motorului

tipul sistemului de rulare

tipul transmisiei

număarul roților motoare

tipul mecanismului de direcție

TRACTOR

A.Dupa destinatie

1. Agricol

cu utilizare generala

universale

specializate

pentru grădini și livezi

pentru terenuri mlăștinoase

pentru regiuni deluroase

pentru bumbac

șasiuri autopropulsante

2. Industrie

2.1 utilizare generală

2.2 lucrări speciale

încărcat și săpat

corhănit

3.Transport

B.Sistemul de rulare

cu roți

cu pneuri

cu obadă rigidă

cu două punți

cu o punte motoare (4×2)

cu două punți motoare (4×4)

2. cu semișenile

3.cu șenile

C. Tipul motorului

1. motor termic

1.1 cu aburi

1.1.2 cu combustibili solizi

1.1.3 cu combustibili lichizi

1.2 cu turbina cu gaze

1.3. cu ardere interna

cu combustibili lichizi

diesel

cu aprindere prin scânteie

cu combustibili gazoși

cu gaze de generator

cu gaze lichefiate

2.motor electric

D. Tipul transmisiei

cu transmisie mecanică

în trepte

continuă

transmisie hidrostatică

transmisie hidrodinamică

transmisie electrică

transmisie combinată

Diferite tipuri de tractoare

Fig.1. tractor pe roți 4×2/4×4 Fig.2. tractor pe roti 4×4 cu roti egale

Fig.3. tractor forestier Fig.4. tractor cu lumina foarte mare

Fig.5. tractor cu roți și șenile Fig.6. tractor pentru lucrări diverse

Fig.7 tractor pe roți pentru construcții Fig.8 tractor agricol pe șenile

Fig.9 tractor pe șenile pentru construcții

III.Schema cinematică a transmisiei tractorului

3.1 Rolul și clasificarea transmisiilor tractoarelor

Prin transmisia tractorului se intelege totalitatea subansamblurilor(mecanismelor) care transmit puterea motorului roților motoare.Transmisia modifică viteza unghiulară a roților motoare și momentul de torsiune corepunzător.Astfel, transmisia modifică viteza de deplasare și forța motoare (implicit și forța de tracțiune), dând posibilitate tractorului să se adecveze diferitelor tipuri de exploatare.

Transimia unui tractor trebuie să se încadreze in următoarele cerințe:

realizată după scheme cinematice simple

să aibă randament ridicat

să asigure modificarea raportului de transmitere în diapazonul dat (d=itr max/itr min=vmax/vmin)

să permită schimbarea sensului de deplasare a tractorului (dacă diapazonul vitezelor de mers înainte este același, atunci transmisia se numește reversibilă)

posibiliatatea virării cu diferite raze

oprirea fluxului de putere atunci cand este necesar

funcționarea eficientă atât în regim de tracțiune cât și în regim de frânare cu motorul

împreuna cu transmisia prizei de putere, să asigure funcționarea agregatelor cu anumite turații, in funcție de condițiile de lucru

Transmisiile folosite in prezent la tractoare se clasifică dupa mai multe criterii:

Modul de transmitere a puterii:

mecanice

hidraulice

electrice

combinate(hidromecanice, electromecanice)

Felul variației vitezei de deplasare

in trepte-permit tractorului să se deplaseze între viteza minimă si ce maximă, cu un număr limitat de trepte de viteză.

– mecanice(cu angrenaje)

– hidromcanice

– electromecanice

fara trepte (progresive)- permit obținerea oricărui raport de transmitere astfel încat tractorul se poate deplasa între viteza maxima si ce minimă cu un număr infinit de trepte de viteze.

– mecanice(cu variatoare)

– hidraulice

– electrice

3.2 Scheme cinamtice ale transmisiilor mecanice în trepte

Transmisiile mecanice în trepte au parte de cel mai mare succes atunci când vorbim de constructia unui tractor si acest fapt se datoreaza simplității și siguranței în funcționare.Acestea au o serie de avantaje:

greutate specifică mică

randament mare

fiabilitate ridicată

întreținere și reparare usoare

Subansamblurile transmisiilore mecanice:

Ambreiajul principal

Cutia de viteze

Transmisia centrală

Diferențialul (la tractoare pe roți)

Mecanisme de direcție (la tractoare pe șenile)

Transmisia finală.

Mai trebuie menționat că tractoarele sunt prevăzute cu transmisii speciale utilizate la acționarea diferitelor mecanisme și organe de lucru.

Schema cinematică a transmisiei depinde de tipul tractorului(4×2, 4×4 sau pe șenile), numărul treptelor de viteză și plasarea arborilor în cutia de viteză, plasarea transmisiei finale( lânga dirențial sau lângă roțile motoare), tipul prizei de putere și de modul de acționare al altor organe de lucru.

AMBREIAJUL

Capitolul I

NOȚIUNI GENERALE

1.1 Nivelul tehnicii actuale privind construcția ambreiajelor pentru autovehicule

DESTINATIA , CONDITIILE IMPUSE SI CLASIFICAREA AMBREAIAJULUI

Ambreiajul face parte din transmisia automobilului si este intercalat între motor și cutia de viteze , reprezentând organul de transmitere a momentului de la arborele cotit al motorului la cutia de viteze.

Funcțiile ambreiajului sunt următoarele :

permite la pornirea automobilului cuplarea progresiva a motorului , care se afla in funcțiune , cu celelalte organe ale transmisiei , care , in acel moment, stau pe loc;

permite cuplarea si decuplarea in timpul mersului automobilului motorului cu transmisia , la schimbarea treptelor de viteze ;

protejează la suprasarcini celelalte organe ale transmisiei.

Ambreiajul trebui să îndeplinească anumite condiții , si anume :

-sa permită decuplarea completă și cât mai rapidă a motorului de transmisie , pentru ca schimbarea treptelor să se facă fără șocuri;

-să decupleze cu eforturi minime din partea conducătorului , fără a se obține însa o cursă la pedala mai mare de 120-200 mm .Forța la pedală necesară decuplării nu trebuie să depăseasă 150 N la autoturisme și 250 N la autocamioane și autobuze ;

-părtile conduse să aibă o greutate cât mai redusă pentru ca schimbarea treptelor să se facă fără șocuri

-să fie suficient de progresiv pentru a se evita pornirea bruscă din loc a automobilului ;

-să asigure în stare cuplata o îmbinare perfectă între motor și transmisie;

-să permită eliminarea căldurii care se produce in timpul procesului de cuplare prin patinarea suprafețelor de frecare ;

-să amortizeze vibrațiile ce se produc în transmisie ;

-să aibă o construcție simpla și ieftină ;

-să fie cât mai ușor de întreținut și de reglat și să ofere siguranța ;

Ambreiajele se clasifică după principiul de funcționare și după tipul mecanismului de comanda .

După principiul de funcționare ambreiajele pot fi :

mecanice ,

hidrodinamice ,

combinate

electromagnetice .

După tipul mecanismului de comandă ,ambreiajele pot fi cu comandă :

mecanică,

hidraulică ,

pneumatică

electrică .

După modul de realizare a comenzii ,ambreiajele pot fi :

neautomate

automate.

AMBREIAJELE MECANICE

PRINCIPIUL DE FUNCTIONARE SI CLASIFICARE A AMBREIAJELOR MECANICE

Principiul de funcționare. Funcționarea ambreiajului mecanic se bazează pe forțele de frecare care apar între doua sau mai multe perechi de suprafețe sub acțiunea unei forțe de apăsare.

Părțile componente ale unui ambreiaj (fig. 13.1) sunt grupate astfel : partea conducătoare ; partea condusă ; mecanismul de acționare . Partea conducătoare a ambreiajului este solidară la rotație cu volantul motorului , iar partea condusă cu arborele ambreiajului .

Pe volantul motorului este apăsat discul condus de către discul de presiune datorita forței dezvoltate de arcuri. Discul condus se poate deplasa axial pe canelurile arborelui ambreiajului . Pentru a mări coeficientul de frecare. Discul de presiune este solidar la rotație cu volantul prin intermediul carcasei.

Partea conducătoare a ambreiajului este formată din : volantul , discul de presiune, carcasa și arcurile de presiune.

Partea condusă se compune din : discul condus cu garniturile de frecare și arborele ambreiajului .

Prin frecarea ce ia naștere între suprafețele de contact ale volantului și discul de presiune pe de o parte și suprafețele discului condus pe de altă parte , momentul motor este transmis arborelui primar al cutiei de viteze și mai departe , prin celelalte organe ale transmisiei , la roțile motoare.

Dacă se apasă asupra pedalei mecanismului de comandă al ambreiajului , forța se transmite prin pârghia cu furca la manșonul discului de presiune și învingând forța dezvoltată de arcuri, depărtează discul de frecare , iar momentul motor nu se transmite mai departe ; aceasta este poziția decuplat a ambreiajului .

b)

Fig.13.1 Schema ambreiajului mecanic

a-ambreiajul cuplat ; b- ambreiajul decuplat

Cuplarea din nou a ambreiajului se realizează prin eliberarea lină a pedalei , după care arcurile vor apăsa din nou discul de presiune pe discul condus , iar acesta din urma pe volant .

Atâta timp cât între suprafețele de frecare ale discurilor și volantului nu exista o apăsare mare , forța de frecare care ia naștere intre aceste suprafețe va fi mică . In acest caz ,ambreiajul nu va putea transmite întregul moment motor și în consecința , va exista o alunecare între volant și discul condus , motiv pentru care discul va avea o turație mai mica . Aceasta este perioada de patinare a ambreiajului În această situație se va transmite prin ambreiaj numai o parte din momentul motor. În perioada de patinare a ambreiajului , o parte din energia mecanică se transforma în energie termică,iar ambreiajul se încălzeste , producând uzura mai rapidă a garniturilor de frecare ale discului condus .

Momentul motor va fi transmis în întregime atunci cad pedala va fi complet eliberată și forța de apăsare produsă de arcuri este destul de mare.

Clasificarea ambreiajelor mecanice.

Ambreiajele macanice utilizate la automobile se clasifica după mai multe criterii.

După forma geometrica a suprafețelor de frecare , ambreiajele pot fi :

cu discuri ,

cu saboți

cu conuri .

După numărul arcurilor de presiune si modul de dispunere a lor , ambreiajele pot fi :

cu mai multe arcuri dispuse periferic

un singur arc central .

După numărul discurilor conduse , ambreiajele pot fi :

un disc

două discuri

mai multe discuri .

După modul de obținere a forței de apăsare , ambreiajele pot fi :

simple ,

semicentrifuge

centrifuge .

După condițiile de lucru ale suprafețelor de frecare , ambreiajele pot fi :

uscate

în ulei .

După tipul mecanismului de comandă , ambreiajele pot fi cu comandă :

mecanică ,

hidraulică ,

cu servomecanism

automată .

După modul de realizare a debreierii , ambreiajele pot fi :

cu debreire manuală ,

semiautomată ,

automată .

TIPURI CONSTRUCTIVE DE AMBREIAJE MECANICE

a)Ambreiajul monodisc simplu cu arcuri periferice .

În figura 13.2 este reprezentată contrucția unui ambreiaj monodisc simplu cu arcuri periferice .

Fig,13.2. Ambreiajul monodisc simplu cu arcuri periferice

Părțile componente ale ambreiajului se grupează în:

organe conducătoare .,

organe conduse

mecanismul de comandă .

Organele conducătoare sunt :

volantul ,împreuna cu carcasa,

discul de presiune,

arcurile de presiune

pârghiile de declupare .

Discul de presiune este solidar în cazul rotației cu volantul și se poate deplasa axial. Arcurile , care realizează forța de apăsare a suprafețelor de frecare , sunt așezate între discul de presiune și carcasa ambreiajului.Pârghiile de deplasare sunt prevăzute cu două puncte de articulație : unul în discul de presiune și celălalt în carcasă .

Organele conduse ale ambreiajului sunt :

discul condus – așezat între volant și discul de presiune , putând să se deplaseze axial pe arborele ambreiajului prevăzut cu caneluri la fel ca și butucul discului . Pe discul condus sunt fixate prin nituri două garnituri de frecare ce au un coeficient de frecare mare .

arborele ambreiajului.

Mecanismul de comanda este alcătuit din:

manșonul de debreiere

pedala ambreiajului .

La debreiere se apasă pedala ambreiajului și tija se deplasează spre dreapta iar furca de debreiere împinge manșonul de debreiere spre stânga . Rulmentul de presiune apasă pe capetele interiore ale pârghiilor de declupare , iar acestea se rotesc în jurul punctelor de articulație de pe carcasă .În felul acesta , pârghiile de declupare deplasează discul de presiune spre dreapta , comprimând arcurile . Deoarece discul condus nu mai este apăsat asupra volantului , transmiterea momentului de la motor la cutia de viteze se întrerupe .Ridicând piciorul de pe pedală furca de debreiere este adusă în poziția inițială, cu ajutorul unui arc de revenire și în același timp revine și rulmentul de presiune.

Rulmentul de presiune nu mai acționează asupra pârghiilor de decuplare avand ca efect destinderea arcurilor de presiune care vor apăsa din nou discul de presiune pe discul condus și volant.Jocul de 2-4 mm care apare între rulmentul de presiune și capetele interioare ale pârghiilor, joc ce apare în timpul cuplării , permite cuplarea în siguranță chiar și atunci cănd uzura garniturilor de frecare se află în limite acceptate.Un alt avantaj al acestui joc îl reprezintă acela că nu permite rulmentului de presiune să se rotească atât timp cât ambreiajul este cuplat.

b).Ambreiajul monodisc centrifug. Diferența dintre un ambreiaj monodisc semicentrifug și unul simplu constă in forma constructivă diferită a pârghiilor de declupare , care sunt prevăzute la capetele exterioare cu câte o contragreutate . Datorita acestor contragreutăți , la rotația ambreiajului , iau naștere forțe centrifuge ,care tind să rotească pârghiile de declupare, în jurul axelor lor , în sensul invers a acelor de ceasornic , mărind astfel forța de apăsare a discului de presiune.

Forța de apăsare totală asupra discului de presiune crește cu creșterea turației. Astfel la turații mari ale motorului , valoarea forțelor centrifuge fiind mare , ambreiajul nu mai protejează celelalte organe ale transmisiei la suprasarcini. De asemenea ,in condiții grele de exploatare , când motorul funcționeaza cu turație mică ,datorită forței de apăsare insuficiente ambreiajul patinează iar momentul motor nu se transmite in întregime transmisiei automobilului. Aceste dezavantaje au restrâns folosirea ambreiajelor semicentrifuge.

c).Ambreiajul monodisc cu arc central tip diafragma. La unele tipuri de ambreiaje ,rolul arcurilor de presiune este îndeplinit de un arc central sub forma de diafragmă ,format dintr-un disc de oțel subțire , prevăzut cu tăieturi radiale . Acest arc este concav și îndeplineste atât rolul arcurilor periferice cât si pe cel al pârghiilor de declupare .

La ambreiajul monodisc utilizat la autoturismul Dacia 1300 , arcul tip diafragma este montat in carcasa cu ajutorul știfturilor. Pe știfturi , pe ambele pârti ale diafragmei, se afla inelele .

Fig13.5.Ambreiajul monodisc cu arc central tip

diafragma al autoturismului

Când ambreiajul este cuplat ,arcul tip diafragmă se reazemă în carcasă prin intermediul inelului și datorită formei sale concave, apasă asupra discului de presiune iar acesta la rândul său asupra discului condus și volantului.

La decuplare, mișcarea se transmite , de la pedala ambreiajului , prin mecanismul de comanda , la rulmentul de presiune , care se deplasează spre stânga și apasă asupra părtii interioare a diafragmei ce se va deplasa deci spre dreapta .În felul acesta , discul condus nu mai este apăsat pe volant de către discul de presiune iar legătura dintre motor și cutia de viteza se întrerupe .

Capitolul II

Memoriu de calcul

1.Determinarea momentului de calcul al ambreiajului

Pe baza analizelo modelelor similare se va alege și se va justifica alegerea făcută pentru următorii parametrii:

raportul de transmisie al transmisei principale: i0=7

raportul de transmisie în treapta 1 de viteză:i1=8

masa totală maximă autorizată a tractorului:Ma=1.4t

tipul și dimensiunile anvelopelor:

anvelope roți motoare (spate): 280/85 R20

anvelope roți față: 235/75 R17,5

tipul ambreiajului :bidisc

tipul mecanismului de acționare: hidraulic

Pentru ca ambreiajul să transmită momentul maxim dezvoltat de motor fără să patineze, pe toată durata de funcționare și după uzarea garniturilor de frecare când valoarea forței de apăsare a arcurilor de presiune scade este necesar ca momentul de frecare al ambreiajului să fie mai mare decât momentul maxim al motorului Mmax.

Momentul de calcul al ambreiajului reprezintă momentul față de care se dimensioneaza elementele ambreiajului.

Acesta se determină cu relația:

Mc=Mmax [daN

Unde:

Mc-momentul de calcul al ambreiajului;

β-coeficeint de siguranța al ambreiajului;

Mmax-momentul motor maxim.

Criteriile care au stat la baza alegerii lui β sunt:

-ambreiajul să nu patineze după uzura garniturilor;

-forța la pedală să aibă valori optime astfel încât să nu suprasolicite conducătorul

Se va calcula momentul de calcul al ambreiajului:

Mc=2*12,4[DaNm]

Mc=24,8[DaNm]

2.Determinarea dimensiunilor garniturilor de fracare

Figura 1. Dimensiunile garniturilor de frecare

Raza exterioară a garniturilor de frecare se determină cu relația:

Re=10 [mm]

-coeficientul ce depinde de tipul ambreiajului : = 40pentru ambreiaj bidisc

Re=10[mm]

Re=78 mm

i=4 (nr de perechi de suprafețe de frecare)

c=0,6

Deorece diametrele garniturilor de frecare sunt standardizate se adoptă conform STAS 7793-83 acea garnitură care are valoarea diametrului exterior imediat superioară celei calculate.

Conform STAS se obține:

Diametrul exterior al garniturii De=160 mm

Diametrul interior al garniturii Di=110 mm

Grosimea garniturii g=3 mm

Se determină raza exterioară și interioară a garniturii:

Re= [mm] Ri = [mm]

Re=

Ri=

Raza medie a suprafeței de fracare se determină cu relația:

Rm= [mm]

Ri=

3.Determinarea forței necesare de apăsare a arcurilor asupra discurolor de presiune:

Din condiția ca momentul de calcul Mc să fie egal cu momentul de frecare al ambreiajului Ma, relația de calcul a forței de apăsare asupra discului de presiune este:

Fa = [daN] Fa=

Unde: Fc- forța de apăsare asupra discului de presiune;

coeficientul de frecare dintre discurile ambreiajului

Se adoptă = 0,43 pentru frecare metale ceramic

Cf- coeficient ce ține seama de frecarea dintre butucul discului condus și arborele ambreiajului.

Pentru ambreiaje bidisc Se adoptă cf= 0,80

4.Verificarea garniturii de fracare

4.1 Verificarea la presiunea specifică dintre suprafețele de frecare:

Presiunea specifică între suprafețele de fracare se determină cu relația:

P= ]

P=]

Presiunea garniturile de frecare de ferodou valoarea admisă a presiunii specifice este:

Pa=1,5…3,5 ]

Deoarece p<pa ,rezultă ca garniturile rezistă la presiune

4.2 Verificarea la uzură a garniturilor de frecare

Aprecierea solicitărilor la uzură a garniturii de frecare se face utilizând lucrul mecanic specific de frecare la patinare Ls în regimul porniri de pe loc

Aceasta se determina cu relatia:

Ls =

Ls=o,201

Unde: L – este lucrul mecanic de frecare la patinare al ambreiajului;

L=357,3* Ga [daN/m]

Unde: Ga – greutatea totala a autovehiculului daN;

Rr – raza de rulare a rotilor motoare in metri

Rr=0,95*r0

R0-raza liberă a roții

II- raportul de transmitere a treptei I de viteză;

I0- raportul de transmisie principale

A’ – aria unei suprafețe de frecare

L=357,3*14714*=85,49 daN/m

Pe baza informatiilor furnizate de caracteristicile anvelopei se determina raza libera a rotii r0 si apoi raza de rulare rr in conditii de aderenta totala.

Rr=r0x

Unde: – este un coefficient de defomare a pneului

Se adopta

Raza libera a rotii r0 va fi:

r0=0,238 m

rr=0,226 m

A’= []

A’=(

A’=106 cm-2

Se vor calcula L si Ls. Valoarea admisibilă a lucrului mecanic specific la patinare este LSa=0,75

Deoarece Ls<Lsa , rezultă că garniturile rezistă la uzură.

4.3 Verificarea ambreiajului la încalzire

Încalzirea ambreiajului se produce numai În timpul patinării datorită transformării lucrului mecanic de frecare în căldură. Verificarea la încălzire se face pentru discul cel mai solicitat termic și se apreciază prin cresterea de temperatură

În cazul ambreiajului bidisc se verifică la incalzire atat discul de presiune cât și discul conducător intermediar.

Creșterea de temperatură se determina cu relația:

= []

Unde: – coeficient care exprimă fracțiunea din lucru mecanic de frânare consumat pentru încălzirea piesei care se verifica.

Se adoptă -0,25 disc de presiune al ambreiajului bidisc;

c- căldura specifica a materialului piesei care se verifica;

pentru otel și fonta c= 0,115 . Se va indica valoarea in

mp- masa piesei care se verifică

=

Calculul greutății mp se face ân ipoteza că discul de presiune este o placă circulară din fonta iar marginile acesteia trebuie să le depaseasca pe cele ale garniturii de frecare cu 2…3 mm.

Figura 2 . Schema discului de presiune

Dep= De+(4…6) [mm];

Dep=160+5

Dep=165 mm;

Dip=Di-(4…6) [mm];

Dip=110-5

Dip=105 [mm];

Grosimea discului de presiune hp in metri se adopta constructiv.

Hp=(7…20) [m]; hp= 15= 0,015 [m];

Hp=0,015 m;

Mp= [daN];

= 7800 kg/ pentru fonta;

G= 9,81 m/ acceleratia gravitational;

Unde: A-aria frontal a discului;

A=) []

A=π/4(1652-1052)*10-6

A=0,012 m2

Mp=7800*0,012*0,015*9,81*10-1

Mp=13,7 DaN

Se va calcula mp si cu relațiile de mai sus.

Valoarea admisibilă a creșterii de temperatură pentru o cuplare la plecare de pe loc este: a =8…15.

deoarece < a ,rezultă caăambreiajul rezistă la încalzire.

5.Calculul arcurilor de presiune

Arcurile de presiune periferice elicoidale sunt arcuri cilindrice din sârmă trasă de oțel carbon de calitate.

Solicitările din arcuri sunt produse după un ciclu asimetric cu un coeficient de asimetrie R=0,8…0,9 iar numărul acestor cicluri nu depășește 5*515 cicluri, în normele de utilizare normale.

5.1 Determinarea diametrului sârmei și a diametrului de înfașurare a spirei:

Numărul arcurilor de presiune conform recomandărilor trebuie să fie multiplu de 3, iar forța corespunzătoare fiecarui arc trebuie să fie cuprinsă între Farc=40..80 daN.

Se adopta Farc=70 daN.

; rezulta numărul de arcuri na=6.

[daN];(forța necesară unui arc)

1,20 176=211,2 daN

D= [mm]; (diametrul sârmei arcului se determină din condiția de rezistență de torsiune, atunci când acesta este decuplat)

Unde: – rezistenta admisibila la torsiune a arcului

= 7000 daN/

Unde: c=; D-diametrul de înfășurare al spirei arcului

D=

Conform recomandărilor pentru arcurile elicoidale ale ambreiajelor c=7

k-coeficient de corecție ce depinde de raportul c și se determină cu relația:

K=

K= + ;

K=1,212

Conform cu STAS 893-67 dimensiunile sârmei de oțel se adopta:

D=8

Dînfs=c*d=7*8=56

5.2 Determinarea numărului de spire ale arcului de presiune:

Știind expresia de calcul a săgeții unui arc elicoidal cu secțiune circulară putem determina numărul de spire active:

Ns= spire

Unde: G- modul de elasticitate transversal al sârmei arcului

G=800000 daN/ pentru oțel de arc.

K1- rigiditatea arcului

Ns=

K1= []

Unde – săgeata suplimentară corespunzătoare deformațiilor arcului la decuplarea ambreiajului

Unde: nd- numărul de discuri conduse;

Jd- jocul dintre o pereche de suprafețe de frecare necesar pentru decuplarea complete a ambreiajului

j’- cresterea grosimii discului condus datorita elementului elastic axial

Se adopta jd= 0,6 mm

Se adopta j’= 1 mm

= 2=4,4

Nt=ns+2

Nt=8+2=10 spire, deoarece spirele de la capătul arcului nu sunt active.

5.3 Determinarea lungimii arcului în stare liberă

Pentru determinarea lungimii arcului se folosește relația :

L0=L1+f1 [mm]

L1-lungimea arcului comprimat în poziția decuplată a ambreiajului;

f1-săgeata arcului corespunzător poziției cuplat

Figura 4. Lungimea arcului

L1= (ns+2)d+(ns+1)js

F1= [mm]

L0=89+72,4

L0=161,4 mm

L1=(8+2)*8+(8+1)=89 mm

F1=

Pentru evitarea flambajului trebuie ca : rezulta 161,4/56=2,88

5.4 Determinarea coeficientului de siguranță al ambreiajului după uzarea garniturilor

Din cauza folosirii ambreiajului garnitura de frecare se uzeaza iar arcurile de presiune se vor destinde mai mult iar forța de apăsare scade.

Momentul de frecare devine:

Ma’=Fa’’’Rm10-3 [daN.m];

Ma’=0,43*4*29,09*0,102*12

Ma’=61,24[daN.m];

Fa’’’=Fa’ [daN];

f2=f-u [mm]

f= [mm]

u=2ndu1 [mm]

u=2=6 [mm];

f=

f2=7,54-6=1,54

u=

u-momentul maxim al motorului va fi transmis fără patinare și după uzura garniturilor de frecare

5.5 Determinarea lucrului mecanic necesar debraierii

Lucrul mecanic produs de forțele elastice la comprimarea arcurilor de presiune cu săgeata f1 poartă denumirea de lucru mecanic necesar debreierii și va fi determinat cu relația:

Ld=f1

Unde a- este randamentul mecanic de acționare

Se adoptă =0.90, conform recomandăriilor din literatura de specialitate

Ld= J

6. Calculul arborelui ambreiajului

Arborele ambreiajului este supus solicitării de torsiune cu un moment de torsiune egal cu momentul de calcul al ambreiajului și solicitării de strivire și forfecare la nivelul canelurilor de-a lungul cărora culisează discul condus.

Diamentrul interior al arborelui se va determina din condiția de rezistență la torsiune:

Di= [cm];

Unde – rezistenta admisibila la torsiune. Materialul din care se confectioneaza arboreal ambeiajului este otel aliat pentru cementare. 21MoCr12 – STAS 791-80.

Se adopta ;

Di==4,986[cm];

Conform STAS 1770-68 dimensiunile arborelui canelat vor fi:

de=60 (diametrul exterior al canelurii)

di=52 (diametru interior)

z= 16 (numarul de caneluri)

b=5 lățimea canelurii

Verificare canelurilor la strivire:

Ps= ;

Unde l- lungimea butucului discului condus

Pentru conditii obisnuite de axploatare se apreciaza l=2de

ps=11,53 daN/cm2

H=

Deoarece pspsa , rezultă că arborele rezistă la strivire

Verificarea la forfecare se face cu relatia:

7. Calculul discurilor ambreiajului

7.1 Calculul elementelor de fixare și ghidare ale discului de presiune:

Posibilitatea deplasării axiale a dicurilor de presiune de datorează faptului că acestea sunt solidare cu rotația volantului motorului.Bolțurile de ghidare conferă rigidizarea la rotație.

Figura7 .Schema de fixare si ghidare a discurilor de presiune in cazul ambreiajelor bidisc

Bolturile sunt solicitate la intindere , incovoiere si intindere.

Efortul unitar la solicitarea de invovoiere se determina cu relatia:

i==0,73daN/cm2

Unde: a’ si b’ – distantele conform figura 7, se adopta constructive p baza studiului de ambreiajele similar.

d- diametrul boltului, se adopta constructive

z- numarul de bolturi

R- raza cercului de dispunere a bolturilor, se adopta constructive in functie de diametrul exterior al garniturilor de frecare si diametrul bolturilor.

Efortul unitar la solicitare de intindere se determina cu relatia:

3,7daN/cm2

Unde: Fa- forta dezvoltata de arcurile de presiune in stare decuplata a ambreiajului.

Efortul echivalent al solicitarii compuse de intindere si incovoiere este:

Rezistenta admisibila a materialului bolturilor de fixare la solicitarea compusa este :

Deoarece , rezulta ca boltul rezista la solicitarea compusa

Solicitarea la strivire se produce intre suprafetele de contact dintre discurile de presiune si bolturile de fixare.

Valoarea presiunilor specific se determina cu relatia :

-pentru discul 1:

Ps1=

-pentru discul 2:

Ps2=

Unde:

D1- diametrului boltului in zona de contact cu discurile de presiune

L1 si l2 – grosimea discurilor de presiune

Se adopta: l1=13 mm si l2=11 mm

7.2. Calculul discului condus

Calculul niturilor de fixare a discului propriu-zis pe butucul ambreiajului

Niturile de fixare a discului propriu-zis pe flansa butucului sunt din OL 38 si sunt solcitate la forfecare si strvire.

Verificarea niturilor la forfecare se face cu relatia:

Unde: Rn- raza cercului pe care sunt dispuse niturile de fixare

Se adopta rn=6

Dn- diametrul niturilor

Se adopta dn= 1

Zn- numarul de mituri

Se adopta zn=6

=87,94daN/cm2

Valoarea rezistentei admisibile la forecare pentru niturile de fixare

Deoarece , niturile butucului rezista la forfecare.

Verificarea niturilor la strivire se face cu relatia:

Unde: Ln- lungimea partii active a nitului

Se adopta ln=0,4 [cm];

ps=516,6daN/cm2

Rezistenta admisibila la strivire pentru niturile de fixare este

Psa=800…900

Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar

Arcurile elementului elastic suplimentar sunt arcuri elicoidale si au rolul de a reduce rigiditatea transmisiei si amortizarea socurilor, previn aparitia rezonantei la frecvente inalte ale oscilatiilor de torsiune din transmisie.

Conditia pentru o functioare corespunzatoare a elementului elastic suplimentar este ca momentul de torsiune necesar pentru comprimarea acestora pana la opritori, sa fie egal cu momentul produs de forta de aderenta a rotilor motoare pe un drum uscat cu coefficient de aderenta , redus la arboreal ambreiajului in treapta I de viteza.

La automobilele arcurile utilizate la elemental elastic suplimentar al ambreiajelor au urmatoarele caracteristici:

-diametrul sarmei arcului d=4mm

-diametrul spirei arcului D=18mm

-numarul total de spire ns=6

-numarul de arcuri ale elementului suplimentar ze=10

Montarea arcurilor in butucul discului se face pretensionat prin comprimare cu o sageata de 10-13% din lungimea libera a arcului.

8. Calculul mecanismului de actionare

In cazul sistemului de actionare hidraulic schema constructive este:

8.1. Calculul fortei de actionare a pedalei ambreiajului

Conform principiului lui Pascal se poate scrie:

Unde: d1-diametrul cilindrului principal al ambreiajului;

D2- diametrul cilindrului receptor.

Se adopta d1=10 si d2=25

Forta F2 se determina functie de forta de apasare a discurilor:

F2=

Forta F2 se determina functie de forta la pedala:

F1=

Se adopta constructive urm atoarele dimensiuni pentru mecanismul de actionare:

a=200; b=80; c=150; d=75; e=100; f=75;

8. 2.Calculul cursei pedalei de actionare

F1=48,5;

F1=121,25 ;

F2=176

F2=33;

Fp=

Unde: im= raport de transmitere mechanic

Im=

Im=6,666;

Ih= raport de transmitere hydraulic

Ih=(

Ih=6,15

Se allege 0,96 randamentul de actionare al mecanismului hydraulic.

Fp=

Fp=48,5

Cursa totala a mansonului rulmentului de presiune se determina cu relatia:

Sm=S1+jd+ip+i

Unde: S1- cursa libera a mansonului;

Jd- jocul ce trebuie realizat intre fiecare pereche de suprafete de frecare pentru o decuplare complete a ambreiajului jd=0,7 mm

i-numarul perechilor de suprafete de frecare;

ip-raportul de transmitere al parghiilor de debreiere ip=1,5

sm=3+0,7*1,5*4

sm=7,2

Se determina cursa pistonului cilindrului receptor cu relatia :
s2=sm

Unde

S2=7,2

S2=14,4

Volumul de lichid active in cilindrul receptor este:

V2=sm

Se adopta d2=25

V2= 7,2

V2=0,68

Datorita faptului ca presiunea de lucru este redusa, iar conductele de legatura au o lungime relative mica, se poate neglija deformatia conductei, iar volumul de lichid refulat din cilindrul pompei central se poate considera egal cu volumul generat de pistonul pompei receptoare (V1=V2)

Cursa pistonului pompei central se determina cu relatia:
s1= [mm]

S1=

S1=89,99 mm

Se adopta constructive d1=10 pe baza modelelor similar existente si se calculeaza cursa totala a pedalei ambreiaj:

Sp=s1

Sp=89 Sp=222,5 mm

Capitolul III

Lucrările de intretinere ale ambreiajului sunt :

ungerea rulmentului de presiune

ungerea bucșelor ,

verificarea si reglarea cursei libere a pedalei ,

reglarea jocului dintre rulmentul de presiune si pârghiile de declupare.

Defectele în exploatare ale ambreiajului

Defectele în exploatare ale ambreiajului se pot manifestă sub formă : ambreiajul patinează sau nu se cuplează , ambreiajul nu se declupeaza , ambreiajul cuplează cu smucituri sau face zgomot.

Ambreiajul patinează sau nu cuplează

cauze principale: cursa liberă a pedalei necorespunzătoare ,

ulei pe suprafețele garniturilor de frecare ,

slăbirea sau decălirea arcurilor de presiune ,

uzură accentuată a garniturilor de frecare .

Ambreiajul nu declupeaza

Cauzele pot fi:

existența curse libere prea mari ,

deformarea discului de frecare dereglarea sau ruperea pârghiilor de decuplare ,

arcul tip diafragmă deformat sau decălit ,

neetanșeități la comandă hidraulică .

Exploatarea automobilului timp mai îndelungat cu un ambreiaj care nu declupeaza complet determinarea uzură prematură a sincronizatoarelor și a danturilor roților cutiei de viteze.

Spargerea discului de presiune-> înlocuirea discului de presiune .

Slăbirea sau ruperea arcurilor discului condus->. înlocuirea discului condus sau a arcurilor defecte .

Ruperea niturilor de fixare a garniturilor-> schimbarea discului de fritiune.

Concluzii

Pe parcursul acestui proiect am intampinat mici probleme la calculul arcului d si la alegerea solutiei de actionare a ambreiajului, dar datorita faptului ca am avut la dispozitie toate materialele necesare am reusit sa depasesc aceste probleme, solutiile alese au fost si sunt cele mai practice cele mai utilizate la ora actuala. In momentul de fata parerea mea este ca tipului de ambreiaj pe care l-am avut de proiectat nu se mai poate imbunatati major, insa au aparut ambreiaje noi cu dubludisc de ambreiaj cu alte metode de actionare mai bune mai precise. Pe parcursul proiectului am invatat rolul ambreiajului, principiul de functionare, intretinerea acestuia, am aprofundat foarte mult asupra acestui subansamblu a autovehiculului si consider ca as reusi oricand sa reproiectez sau sa proiectez un ambreiaj.

CREȘTERE A CALITĂȚII

Cresterea calitatii ambreiajelor se poate face doar daca se schimba sau se introduc materiale noi in fabricarea acestuia in fabricarea discului, in fabricarea garniturilor de frictiune, a solutiei constructive si aici fac referire la momentul cand se schimba disc sau orice alta piesa componenta, reproiectarea carcasei acestuia, folosirea de aliaje noi mai usoare dar mai rezistente.

REDUCERE A COSTULUI

Consider ca o modalitate principala de reducere a costului de fabricatie este micsorarea discului dar pastrarea eficientii acestuia, micsorarea greutatii, folosirea de materiale noi, tehnologii noi la fabricarea acestuia chiar daca la inceput costurile ar fi mai ridicate in timp folosirea acestora de catre marile firme producatoare de autoturisme si autocamioane ar duce la scaderea costurilor de productie.