Ambreiajul Calc

8/19/2019 Ambreiajul Calc

1/13

AMBREIAJUL

1. ROLUL AMBREIAJULUI

Ambreiajul este inclus în transmisia automobilului în scopul compensării principalelor

dezavantaje ale motorului cu ardere internă, care constau în: imposibilitatea pornirii sub

sarcină, existenţa unei zone de funcţionare instabile şi mersul neuniform al arborelui cotit.

Necesitatea includerii ambreiajului în transmisia automobilului este determinată de

particularităţile funcţionării acesteia, caracterizată mai ales de cuplarea şi decuplarea

transmisiei automobilului de motor. Decuplarea este necesară la oprirea şi frnarea totală a

automobilului sau la sc!imbarea treptelor de viteze, iar cuplarea este necesară la pornirea dinloc şi după sc!imbarea vitezelor. "rin decuplarea transmisiei de motor, roţile dinţate din cutia

de viteze nu se mai află sub sarcină şi cuplarea lor se poate face fără eforturi mari între dinţi.

#n caz contrar, sc!imbarea treptelor de viteză este aproape imposibilă, funcţionarea cutiei de

viteze fiind însoţită de z$omot puternic, uzura dinţilor este deosebit de mare şi poate avea loc

c!iar distru$erea lor. %uplarea lină a arborelui primar al cutiei de viteze cu arborele cotit al

motorului, care la o turaţie ridicată, asi$ură creşterea treptată şi fără şocuri a sarcinii la dinţii

roţilor dinţate şi la piesele transmisiei, fapt care micşorează uzura şi elimină posibilitatearuperii lor.

%erinţele principale impuse ambreiajelor automobilelor sunt următoarele:

&' la decuplare, să izoleze rapid şi complet motorul de transmisie, pentru a face posibilă

sc!imbarea vitezelor fără şocuri(

&) la cuplare, să îmbine lin motorul cu transmisia, pentru a evita pornirea bruscă din loc

a automobilului şi şocurile în mecanismele transmisiei(

&* în stare cuplată să asi$ure o îmbinare perfectă între motor şi transmisie, fără patinare(

&+ elementele conduse ale ambreiajului să aibă momente de inerţie ct mai reduse

pentru micşorarea sarcinilor dinamice în transmisie(

& să aibă o funcţionare si$ură şi de lun$ă durată(

&- acţionarea să fie simplă şi uşoară(

& re$imul termic să aibă valori reduse şi să permită o bună transmitere a căldurii în

mediul înconjurător.


2/13

2. ALEGEREA TIPULUI DE AMBREIAJ. JUSTIFICAREA SOLUTIEI

CONSTRUCTIVE

Ambreiajul adoptat este un ambreiaj monodisc cu arcuri dispuse periferic. Aceasta

soluţie a fost adoptată datorită simplităţii constructive, $reutăţii reduse şi nu în ultimul rnd a

preţului de cost mai mic. /0a ales soluţia cu arcuri periferice deoarece aceste arcuri fiind

arcuri elicoidale de compresiune, au o durată lun$ă de funcţionare şi asi$ură o apăsare

uniformă.

/istemul de acţionate se adoptă cel !idraulic datorită avantajelor precum:

&1 randament mai ridicat dect sistemul de acţionare mecanic(

&2 simplitatea sc!emei şi posibilitatea acţionării la distanţă(

&3 cuplare lină a ambreiajului(

&)' ri$iditate bună, întreţinere şi re$lare uşoară.

3. CALCULUL AMBREIAJULUI

3.1. Calculul mome!ulu" #e $%eca%e

4omentul de frecare al ambreiajului este dat de relaţia: 4a 5 β·44 6)7

unde: 44 5 21-.)+ 6N·m7 la n4 *-'6rot8min7 9 momentul maxim al motorului.

%oeficient de si$uranţă β se ale$e în următoarele limitele ),*),1- 6)7.

"entru efectuarea calculelor se adoptă β 5 ),-.

Astfel 4a 5 ),-·*' 5 +' 6N·m7

3.2. Calculul %a&elo% 'u(%a$e)e" #e $%eca%e

;aza maximă a $arniturii de fricţiune se calculează cu relaţia: ; max 5 ),-2· M

B

M 6)7

unde: ; max 9 raza exterioara, respectiv interioara a $arniturii de fricţiune(

< 5 ,1 6)7 9 coeficient ce ţine cont de tipul autoturismului.

;ezultă ; max 5 ),-2· 240

4 7,5 )),*3 6cm7 5 ))*,3 6mm7

;aza minimă ; min 5 c·; max 5 ',1·))*,3 5 1-,+ 6mm7


3/13

unde: c 5 R

R

min

max

5 ',-+',1- 6)7 9 coeficient ce ţine cont de raportul dintre raza maximă şi

cea minimă.

;aza medie a discului de fricţiune: ; med 5R R

2

112,9 75,3

2

max min+=

+

5 3-, 6mm7

%u razele astfel calculate rezultă:

9 diametrul exterior al $arniturii :Dext 5 *·; max 5 *·))*,3 5 **-,2 6mm7

9 diametrul interior al $arniturii :Dint 5 *·; min 5 *·1-,+ 5 )-', 6mm7

/uprafaţa de frecare necesară transmiterii momentului motor este dată de relaţia:

A 5 π·= ; *max − ; *min >·i 6)7 ⇒ A 5 π·= ))*,3* − 1-,+* >·* 5 ),2+ 6mm*7

unde: i 5 *·n 5 * 9 numărul $arniturilor de fricţiune(

n 5 ) 9 numărul discurilor de fricţiune.

?rosimea $arniturii de fricţiune se ale$e de $ 5 +,- 6mm7 =tabelul *.+> 6)7

3.3. Calculul a%cu%"lo% (e%"$e%"ce

@orţa de apăsare pe discul de presiune se determină din condiţia transmiterii

momentului maxim al motorului fără patinare în timpul funcţionării, conform relaţiei:

β·44 5 i·@·µ·; med 6)7

;ezultă @ 5β

µ

⋅

⋅ ⋅ =

⋅

⋅ ⋅ ⋅ −M

i RM

med

15 240

2 04 954 10 3,

, ,5 1)3,'3 6N7

unde: µ 5 ',*-', 0 coeficient de frecare în cazul frecării oţelului pe $arnitură de azbest.

@orţa de apăsare a unui arc, în cazul ambreiajului cu arcuri periferice este:

@a 5F

z =

4719 049

9

,5 -*,++2 6N7 6)7

unde: z 5 3 9 numărul arcurilor periferice, adoptate în funcţie de mărimea $arniturilor defricţiune, conform tabelului *.) 6)7

@orţa necesară arcului în stare de lucru =pretensionat> este:

@oa 5Fa

0 85

524 338

0 85,

,

,= 5 ),23 6N7 6*7

unde: ',2- 9 coeficient ce ţine seama de neuniformitatea de acţionare a arcului.

@orţa arcului cnd ambreiajul este complet decuplat este:

@)a 5 =),)-),*'>·@oa 6*7


4/13

@)a 5 ))-·),23 5 1'3,+33 6N7

/e ale$e din considerente constructive un arc elicoidal cilindric cu secţiunea srmei circulară

avnd următoarele dimensiuni:

• diametrul exterior: Dext 5 *1 6mm7(

• diametrul srmei de arc: d 5 6mm7(

• numărul de spire active: n 5 - spire(

• numărul total de spire: nt 5 ,- spire(

• diametrul mediu: Dm 5 *+,- 6mm7.

fortul unitar de torsiune:

τt =⋅ ⋅

⋅ =

⋅ ⋅

⋅

8 8 709 399 23 5

4

1

3 3

F D

d

a med

π π

, ,5 +,+) 6N8mm*7 B τat 5 1'' 6N8mm*7 6)7

/ă$eata:

f o 58 8 5 23 5 616 869

4 8 10

3

4

3

4 4

⋅ ⋅ ⋅⋅

= ⋅ ⋅ ⋅

⋅ ⋅n D F

d G

oa , , 5 )-,+ 6mm7 6)7

unde ? 5 2·)' 6N8mm*7 − modulul de elasticitate transversală.

f ) − f o 5 ∆s·i 5),*-·* 5 *,- 6*7

∆s 5 =),*-),-> 6mm7 6*7 9 distanţa dintre suprafeţele de frecare, ale$em :

∆s 5 ),*- 6mm7

f ) 5 0 2 0 2616 869

39451 15636, ,

,

, ,⋅ + = ⋅ +

F

c f

oa

o 5 )2,1+ 6mm7 6*7

;i$iditatea arcului:

c 5 t$=α> 5G d

D n

⋅

⋅ ⋅ =

⋅ ⋅

⋅ ⋅

4

3

4 4

38

8 10 4

8 23 5 5,5 +3,-) 6N8mm7

⇒ α 5 22o++C 6*7

F"*. 3.1.


5/13

un$imea minimă a arcului:

l)a 5 =n·),) mm> E n·d 5 =-·),)> E -· 5 *-,- 6mm7 6*7

un$imea maximă a arcului:

− în stare liberă: la 5 l)a E f o 5 *-,- E )-,+ 5 ),)+ 6mm7 6*7

− pretensionat: loa 5 l)a E =f ) 0 f o> 5 *-,- E *,- 5 *2 6mm7 6*7

%u dimensiunile calculate se trasează caracteristica arcului ca în fi$ura +.).

4aterialul pentru arc: F% 1-A /GA/ 13-−2'. Arcurile se călesc în ulei şi apoi sunt supuse

unei reveniri, după care trebuie să aibă o duritate cuprinsă între:

H;% 5 +2-.

3.+. Calculul a%,o%elu" am,%e"a-ulu"

4omentul de torsiune: 4t 5 ),*·β·44 6*7

4t 5 ),*·),-·*' 5 +* 6N·m7

unde: 44 5 *' 6N·m7 la *''' 6rot8min7 9 momentul maxim al motorului(

β 5 ),- 9 coeficient de si$uranţă.

/ecţiunea periculoasă a arbo0reluiambreiajului =arborele primar din cutia

de viteze> se află pe lun$imea

canelurilor de0a lun$ul cărora se

deplasează butucul discului de fricţiune,

aşa cum este arat în sc!ema

din fi$ura +.*.

"ornind de la relaţia efortului unitar de torsiune τt 5 MDt

i0 2 3

, ⋅ 6*7

cu τat 5 =)'')+'> 6N8mm*7 9 efortul unitar de torsiune admisibil 6*7

;ezultă Di 5Mt

at0 2

432 10

02 1003

3

3

, ,⋅ =

⋅

⋅τ5 *1,23 6mm7 6*7

Adoptăm Di 5 *2 mm 9 diametrul interior al canelurilor arborelui

@i$. +.*.


6/13

%onform /GA/ )11'−2 se ale$e arborele canelat cu canelura dreptun$!iulară din seria

$rea: )'×*2×+-, cu următoarele dimensiuni:

De 5 +- 6mm7 b 5 6mm7Di 5 *2 6mm7 l 5 - 6mm7z 5 )' caneluri ! 5 +,- 6mm7

Att canelurile arborelui ct şi butucului

se verifică la strivire şi la forfecare:

@orţa @ 52 4 4 240

35 28 10 3⋅

=⋅

+ =

⋅

+ ⋅ −M

D

M

D DM

med

M

e i (

@ 5 )-*+2 6N7 6*7

fortul unitar de strivire: σs 5F

z ! "⋅ ⋅=

⋅ ⋅

15238

10 45 35,5 3,1- 6N8mm*7 6*7 B σas

fortul unitar de forfecare: τf 5F

z ! #⋅ ⋅=

⋅ ⋅

15238

10 45 45 2,- 6N8mm*7 6*7 B σaf

unde eforturile unitare admisibile de strivire şi forfecate: σas 5 τaf 5 *'+' 6N8mm*7 6*7

3.. Calculul eleme!elo% #e $"/a%e 0" #e *"#a%e

@ixarea şi $!idarea discurilor de presiune pe volant se realizează cu ajutorul unor urec!i

=fi$ura +..>.

F"*. 3.3.


7/13

Ierificarea la strivire a urec!ilor:

σs 5M

z a " R

M

⋅ ⋅ ⋅ =

⋅

⋅ ⋅ ⋅

240 10

3 2 28 105

3

5 )+,'- 6N8mm*7 B σas unde: σas 5 *- 6N8mm*7 6*7

z 5 + − numărul de urec!i( a 5 * 6mm7 − $rosimea carcasei(

; 5 )'- 6mm7 − raza medie la care sunt dispuse urec!ile(

! 5 *2 6mm7 − lun$imea de strivire.

3.. Calculul eleme!ulu" ela'!"c

/e ale$e arc elicoidal cu următoarele dimensiuni:&)) diametrul exterior: Dext 5 )1 6mm7

&)* diametrul srmei de arc: d 5 + 6mm7

&)+ numărul de spire active: n 5 spire

&) numărul total de spire: nt 5 -,- spire

;i$iditatea unui arc al elementului elastic:

c 5G d

D n

⋅

⋅ ⋅

=⋅ ⋅

⋅ ⋅

4

3

4 4

3

8

8 10 3

8 17 4

5 ),*)1 6N8mm7 6*7

;i$iditatea elementului elastic reprezintă momentul ce trebuie aplicat la discul condus,

pentru a0l roti cu un $rad în raport cu butucul său şi se determină cu relaţia:

%' 5 )1,·c·; *·i 6*7 unde:

; 5 -* 6mm7 9 raza medie la care sunt dispuse arcurile(

i 5 9 numărul arcurilor.

/c!ema de calcul a elementului elastic este reprezentată în fi$ura +.-.

@i$. +..


8/13

@ăcnd înlocuirile rezultă:

%' 5 )1,·),*)1·-**· 5 **+1-3 6N8mm7 5 **+,1-3 6JN8mm7

3.. Calculul (%e'"u"" '(ec"$"ce

"resiunea specifică reprezintă raportul dintre forţa arcurilor de presiune @ şi suprafaţa de

frecare a ambreiajului A şi se determină cu relaţia:

po 5F

$

M

i D d D d

M=

⋅ ⋅

⋅ ⋅ ⋅ + ⋅ − =

⋅ ⋅ ⋅

⋅ ⋅ ⋅ + ⋅ −

16 16 15 240 10

2 0 4 225 150 225 1502

3

2

β

µ π π( (

,

, ( ( 6*7

po 5',*)1 6N8mm*7

Din considerente de uzură a suprafeţelor de frecare, presiunea specifică a ambreiajului se

admite în următoarele limite:

poa 5 =',)1',+-> 6N8mm*7− pentru $arnituri de fricţiune pe bază de azbest(

ceilalţi coeficienţi s0au calculat şi adoptat la para$raful +.*. şi +.+.

3.4. Calculul luc%ulu" meca"c '(ec"$"c #e (a!"a%e

ucrul mecanic de patinare, la pornirea din loc se determină cu relaţia:

@i$. +.-.


9/13

5π π ψ

ψ π⋅ ⋅

⋅ ⋅ ⋅

⋅+

⋅+ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅

⋅

n %

i

G

&

n G

' G

'

G

&

n%

t%

a a

a

a

2

2

2 2

30 3600

2

3

2

306)7

[ ]

=⋅ ⋅

⋅⋅ ⋅

⋅+

⋅ ⋅+

⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅⋅

= ⋅

π π

π

600 0 362

30 387452510

600

3600

2510 9 81 0 588

30

2

3 2510 9 81 0 588

2

30 2510

600

30 43805 07

2

2

2 2,

,(

( , ,

, , , * m

ucrul mecanic specific de patinare este: l 5(

$ =

43805 07

444 62

,

,5 32,-* 6N·m8cm*7 6)7

unde: A 5 ,* 6cm*7 9 suprafaţa de frecare a ambreiajului(

la 5)'')*' 6N·m8cm*7 9 pentru autoturisme.

3.5. Calculul c%e0!e%"" #e !em(e%a!u%6 a eleme!elo% am,%e"a-ulu"

Avnd în vedere faptul că lucrul mecanic de patinare cel mai mare se produce la

plecarea din loc a automobilului, aprecierea şi compararea ambreiajelor din punct de vedere al

încălzirii se face pentru acest re$im.

%reşterea temperaturii pieselor ambreiajului în timpul patinării se determină cu relaţia:

∆t(

c m+

=⋅

⋅

α 6)7 unde:

9 lucrul mecanic de patinare

α 5 ',- − coeficient care arată ct din lucrul mecanic de patinare ce se transformă în căldură

este preluat de discul de presiune şi volant.

c 5 -'' 6K8J$·o %7 − căldura specifică pentru piese din fontă şi otel.

m p − masa pieselor ce se încălzesc.

/e aproximează masa pieselor ce se încălzesc: m p ≅ 1 6J$7

;ezultă ∆t 50 5 43805 07

500 7

, ,⋅

⋅5 ,*-1 6o %7

unde ∆tadm 5 2)- 6o %7

+. SISTEMUL DE AC7IONARE

+.1. Rolul '"'!emulu" #e ac)"oa%e 0" ale*e%ea cu -u'!"$"ca%ea 'olu)"e" ale'e


10/13

4ecanismul de acţionare a ambreiajelor trebuie să asi$ure o cuplare perfectă şi o

decuplare rapidă. @orţa aplicată la pedală, necesară decuplării ambreiajului să nu fie prea mare

=)-'*'' 6N7>, iar cursa totală a pedalei să nu fie mai mare de )*')-' 6mm7 şi pe măsura

uzării $arniturilor de fricţiune, trebuie să permită re$larea sistemului pentru a asi$ura

presiunea uniformă a tuturor arcurilor.

/oluţia adoptată este cea a mecanismului de acţionare !idraulică a ambreiajului care a

căpătat în ultima vreme o răspndire din ce în ce mai mare.

+.2. Calculul '"'!emulu" a#o(!a!

/c!ema de calcul a mecanismului de acţionare !idraulic este dată în fi$ura +..

Acest sistem are o parte mecanică de amplificare a forţei şi una !idraulică.

/e adoptă următoarele dimensiuni:

a 5 *' 6mm7 d 5 2' 6mm7 b 5 ' 6mm7 e 5 -1 6mm7c 5 ))* 6mm7 f 5 ) 6mm7

;ezultă următoarele rapoarte de amplificare mecanice:

L 5e

f =

57

145 ,'1)(

L ) 5 a#

=26060

5 ,+++(

@i$. +..


11/13

L * 5c

d =

112

805 ),.

@orţa necesară la tija pistonului cilindrului de lucru @* este:

@* 5F

"⋅ ⋅=

⋅ ⋅2

4179 049

4 071 14 0 95η

,

, , ,5 21),11 6N7 6*7

unde: @ 5 1)3,'3 6N7 − forţa de apăsare pe discul de presiuneη! 5 ',2',3- − randamentul sistemului de acţionare !idraulic

/e adoptă: η! 5 ',3-

@orţa la tija pompei centrale este:

@) 5 @ p·L ) 5 )'·,+++ 5 3+,+++ 6N7 6*7

@orţa de apăsare pe pedală, necesară decuplării complete a ambreiajului:

@ p 5 )' 6N7

;aportul de transmitere !idraulic este dat de relaţia:

L ! 5F

F2

1

871477

693 333=

,

,5 ),*-1 6*7

%onform principiului lui "ascal:4 41

1

2

2

2

2

2

2

1

2

⋅

⋅ =

⋅

⋅ = =

F

d

F

d

d

d"

π π , deci

F

F

2

1

6*7

Diametrul cilindrului pompei centrale se ale$e: d) 5 *- 6mm7

Diametrul cilindrului de lucru =receptor> va fi:

d* 5 d)· " = ⋅25 1257, 5 *2,'*2 6mm7 6*7


12/13

Acest diametru se rotunjeşte la: d* 5 *2 6mm7

;aportul de transmitere al mecanismului de acţionare !idraulic:

i! 5d

d

a

#

c

d

e

f

2

2

1

2

2

2

28

25

260

60

112

80

57

14⋅ ⋅ ⋅ = ⋅ ⋅ ⋅ 5 +',32+ B i! adm 6*7

unde: i! adm 5 +'-'

Deplasarea totală /m a manşonului de decuplare este e$ală cu:

/m 5 /l E i·∆s·e

f 5 +,*- E *·),*-·

57

14 5 )+,*2 6mm7 6*7

unde: /l 5 * 6mm7 − deplasarea liberă a manşonului

i 5 * − numărul suprafeţelor de frecare

∆s 5 ',',2 − distanţa între suprafeţele de frecare

%ursa pistonului cilindrului de lucru:

/* 5 /m·L * 5 )+,*2·), 5 )2,133 6mm7 6*7

Iolumul lic!idului activ din cilindru:

I* 5 -d

2

2

2 2

4 18799

28

4⋅

⋅= ⋅

⋅π π, 5 ))-1-,-* 6mm+7 6*7

Mtiind că volumul lic!idului ieşit din pompă este e$al cu volumul din cilindrul de lucru se

poate scrie: I)5 I*.

%ursa /) 54 4 11575 52

25

2

1

2 2

⋅

⋅ =

⋅

⋅

.

dπ π

,5 *2,-2) 6mm7 6*7

%ursa totală a pedalei:

/ p 5 /)·L ) 5 *2,-2)·,+++ 5 )'*,)2- 6mm7 6*7

+.3. Calculul #e %e&"'!e)6 al meca"'mulu" #e ac)"oa%e

Acest calcul se efectuează considernd forţa maximă de apăsare pe pedală:

@ p 5 '' 6N7. a calcului pedalei se consideră ca @ p este aplicată în centrul suprafeţei de

apăsare conform fi$urii +.1.

#n cazul unei apăsări asimetrice pedala este solicitată la încovoiere.


13/13

.e%ifica%ea /e face n /ecinea $− $,

σi $ F a+

i$

⋅ = ⋅400 2001728

46,296 *mm2 2

i $ # "⋅

= ⋅2 2

6

8 36

6 1728 mm3 2

nde σi adm 40:50 *mm2

@i$. +.1.

Ambreiajul Calc

Documents

Transcript of Ambreiajul Calc