Proiect ccarCoperta e la libera alegereSi cuprinsul trebuie verificat, deoarece fug paginile

Cuprins

Tema proiectului......................................................................5Date iniiale..............................................................................6Trasarea caracteristicii de turaie la sarcin total...................7Determinarea raportului transmisiei principale......................12Etajarea cutiei de viteze..........................................................13Proiectarea ambreiajului.........................................................16Determinarea momentului de calcul.......................................17Determinarea forei de apsare necesare................................20Verificarea la uzur................................................................20Verificarea la inclzire............................................................22Calculul arcului diafragm.....................................................23Calculul de rezisten al arcului tip diafragm.......................29Calculul arborelui ambreiajului..............................................31Calculul mecanismului de acionare.......................................33Calculul cutiei de viteze mecanice, in trepte..........................36Diametrele de divizare ale roilor dinate...............................39Calculul arborilor cutiei de viteze.. 40Soluia de fixare i blocare a treptei de vitez........................40Schema cinematic a cutiei de viteze.....................................42Dimensionarea arborilor din diagramele de incrcare...........44

Bibliografie

1. Abaitancei, D., Hasegan , C., Stoica, I., Claponi, D., Cihodaru, I.: Motoare pentru automobile si tractoare Constructie si tehnologie, vol. 2, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1980.2. Arama, C., s.a.: Automobilul de la A la Z, Ed. Militara, Bucuresti, 1985.3. Cernea, E.: Masini termice cu pistoane libere, Ed. Militara, Bucuresti, 1960.4. Constantinescu, P.: Motorul termic si turbina, Ed. Tineretului, Bucuresti, 1968.5. Creta, G.: Turbine cu abur si gaze, Ed. Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1981.6. Cristea, P.: Practica automobilului, vol. 2, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1966.7. Cristescu, D., Raducu, V.: Automobilul. Constructie. Functionare. Depanare, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1986.8. Fratila, Gh.: Noutati n automobilism, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1968.9. Heinz Heisler: Advanced Engine Technology, SAE International, 1995.10. Heinz Heisler: Advanced Vehicle Technology, Elsevier Science, Reed Educational and Professional Publishing, 2nd edition, 2002.11. Ispas, St.: Motorul turboreactor, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1981.12. Kirillin, V.A., Scev, V.V., Seindlin, A.E.: Termodinamica, ed. a II-a, Ed. Stiintifica si Enciclopedica, Bucuresti, 1985.13. Manea, Gh.: Organe de masini, vol. I, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1970.14. Motoc, I, Popescu, I.: Autobuze cu motoare Diesel orizontale, Ed. Tehnica, Bucuresti, 1979.15. Rakosi, E., Rosca, R., Manolache, Gh.: Ghid de proiectare a motoarelor de automobil, Editura Politehnium Iasi, 2004.16. Rakosi, E., Rosca, R., Manolache, Gh.: Sisteme de propulsie pentru automobile, Editura Politehnium Iasi, 2006.17. Rosca, R.: Autovehicule rutiere si tractoare, vol. I, Ed. Cutia Pandorei, Vaslui, 2002,18. Rosca, R., Rakosi, E., Vlcu V., Manolache, Gh.: Autovehicule rutiere si tractoare, vol. II, Editura Politehnium Iasi, 2004.19. Rosca, R., Rakosi, E.: Sisteme neconventionale de propulsie si transport, Editura Gh. Iasi Iasi, 2003.20. Rosca, R., Rakosi, E., Manolache, Gh., Rosu, V.: Elemente de tehnologia autovehiculelor, EdituraPolitehnium Iasi, 2005.21. Slatineanu, R.: Simbolizari si corespondente de oteluri, Centrul de documentare si Publicatii Tehnice al Industriei Metalurgice, Bucuresti, 1973.22. Smilaenov, B., Iolov, T., Milosova, M.: Traktor i avtomobili, Sofia, 1980.23. Tecusan, N., Ionescu, E.: Tractoare si Automobile, Ed. Didactica si Pedagogica, Bucuresti, vol.2, 1980.24. Urdareanu, T., Gorianu, M., Vasiliu, C., Canta, T.: Propulsia si circulatia autovehiculelor cu roti, Ed. Stiintifica si Enciclopedica, Bucuresti, 1987.25. * * * High Power Rating Timing Drives. Methode de calcul, Pirelli Power Transmission.26. * * * http://www.carbibles.com27. * * * ISORAN, Synchronous drives calculation handbook, Pirelli Group.28. * * * Standarde Romne, Catalog 2002, Ed. Tehnica, Bucuresti, 2002.29. * * * Volvo ECT Environmental Concept Truck, Volvo Truck Corporation, Geteborg, Sweden, 1997.30. * * * Suport de curs la disciplina Calculul si Constructia Autovehiculelor Rutiere 1

Tema proiectului

S se proiecteze urmtoarele elemente ale transmisiei unui autovehicul:1. Ambreiajul. Mecanismul de acionare2. Cutia de viteze

Date iniiale:

Autovehicul: Audi coupe 1.8.

Parametri dinamici:

Tip caroserieSR

Numar usi standard/la comanda5/3

Numar locuri5

Airbag sofer/pasager/laterale//

Tetiere spate

Tip motor/alimentareB/-

Cilindree (cmc)1349

Putere KW (CP) la rotatii pe minut (rpm)55(75) 5400

Cuplu maxim (Nm) la rotatii pe minut (rpm)115/3400

Arhitectura motor/nr. cilindri/nr. supape pe cilindruR/4/2

Tip transmisie la modelele de serie/alternativS

Trepte de viteza5

Trepte la cutie automata

Amplasarea motoruluiF

Servodirectie (dotare suplimentara)

Frana fata/spateS/T

ABS (dotare suplimentara)990

Dimensiuni pneuri fata/spate 175/70R13T

Dimensiune caroserie lungime/latime/inaltime (mm) 4074/1678/1432

Greutate la gol (kg)1015

Sarcina maxima utila (kg)580

Volum portbagaj (l) normal/variabil250/886

Bancheta spate rabatabila

Portbagaj capota (kg)75

Sarcina maxima tractabila cu/fara dispozitiv de franare (kg)900/480

Timp de accelerare 0 - 100 km/h (s)15

Viteza maxima (km/h)166

Consum mediu l/100 km /tip combustibil7,9 l

Capacitatea rezervorului (l)48 l

Pret Germania21.500

Etapa I:

I. Trasarea caracteristicii externe (Caracteristica de turaie la sarcintotal)

Pentru calculul organelor de transmisie este necesar trasarea acestei caracteristici la scar. Caracteristica va rezulta in urma calculelor din aceast etap.

A. Trasarea curbei de putere:

Pentru trasarea curbei de putere se calculeaz puterea la vitez maxim Pvmax iputerea maxim dezvoltat de motor Pmax.

,in care:

-Greutatea totala a autovehiculului, unde:= 1360 kgf - greutatea autovehiculului golNp = 4 pasageri

=20kgf-greutate bagajeGb = 20 - greutate bagaje;

f coeficientul de rezisten la rulare;=0.02990Obs.: Relaie valabil pentru v > 50 km/h; vmax = 175 km/h -viteza maxima a autovehicululuik - coeficient aerodinamic (se alege in funcie de aerodinamicitateaautovehiculului)) A - aria seciunii transversale a autovehiculului;m2, cc=0,98 - coeficient de corectieA=2.3646m2 randamentul transmisiei2= 84.40575 kWPuterea maxim dezvoltat de motor se calculeaz pornind de la puterea la vitezamaxim, cu raportul: , unde:Pvmax puterea la viteza maxima;nvmax=6960 rpm - turatia la viteza maxima;np- turatia la putere maxima;

=

=0.73=1,52=-1.26 ,1, 2, 3 coeficienti ce depind de (coeficientul de elasticitate al motorului)Din datele iniiale se adopt turaia la putere maxim, nP , apoi se calculeaz nvmax,respectand plajele uzuale de valori de mai sus.Obs.: Se accept c nvmax nmax.=0,8994Pmax=93.83kWObs.:

Ca i verificare, dac Pmax rezult din calcule mult mai mare decat putereamaxima a autovehiculului luat ca model se poate micora coeficientul aerodinamic. In cazurile in care diferena este foarte mare se va micora viteza maxim impus prin tema proiectului cu pan la 10-15%.

Not:

Calculul puterii efective, descris in cele ce urmeaz se face tabelat pentru valoriale turaiei, cuprinse intre nminstabil - turaia minim stabil i nmax , cu pasul de 100rpm. La obinerea punctului (valorii) de maxim a puterii efective Pe=Pmax- pentru n=nppasul se poate micora, inainte i dup np la 50 rpm, pentru o bunevideniere a zonei de maxim.Astfel, se stabilete turaia minim stabil:rpm, unde: =(0,15...0,2) rpm=1160 rpm=1350 rpmPe - puterea efectiv la turaia n este dat de relaia:, unde:n=+100,,...,nmax

B. Curba de moment

Momentul efectiv la o turaie dat (n) este: [Nm]C. Curba de consum specific [g/kWora]

= 300D. Curba de consum orar kg/ora

Tabelul 1 nPeMeChCe

135022.38817818158.3756317.12460733318.2308

145024.41586633160.8079477.652356021313.4173

155026.47569427163.1244398.180104712308.9666

165028.56402353165.3251068.707853403304.8539

175030.67721565167.4099489.235602094301.0574

185032.81163214169.3789669.763350785297.5576

195034.96363455171.23215910.29109948294.3372

205037.12958439172.96952710.81884817291.3808

215039.30584319174.59107111.34659686288.6746

225041.4887725176.0967911.87434555286.2062

235043.67473382177.48668412.40209424283.965

245045.86008869178.76075412.92984293281.9411

255048.04119865179.91899913.45759162280.1261

265050.21442521180.96141913.98534031278.5124

275052.37612992181.88801514.51308901277.0936

285054.52267428182.69878615.0408377275.8639

295056.65041985183.39373215.56858639274.8186

305058.75572813183.97285416.09633508273.9535

315060.83496067184.43615116.62408377273.2653

325062.88447899184.78362317.15183246272.7514

335064.90064462185.0152717.67958115272.4099

345066.87981908185.13109318.20732984272.2395

355068.81836391185.13109218.73507853272.2395

365070.71264064185.01526519.26282723272.41

375072.55901079184.78361419.79057592272.7515

385074.35383589184.43613820.31832461273.2653

395076.09347748183.97283820.8460733273.9535

405077.77429707183.39371321.37382199274.8186

415079.3926562182.69876321.90157068275.8639

425080.9449164181.88798922.42931937277.0936

435082.4274392180.96138922.95706806278.5125

445083.83658611179.91896623.48481675280.1261

455085.16871868178.76071724.01256545281.9411

465086.42019844177.48664424.54031414283.965

475087.5873869176.09674625.06806283286.2063

485088.6666456174.59102425.59581152288.6746

495089.65433607172.96947726.12356021291.3809

505090.54681983171.23210526.6513089294.3373

515091.34045842169.37890827.17905759297.5577

525092.03161336167.40988727.70680628301.0575

535092.61664618165.32504128.23455497304.854

545093.09191842163.12437128.76230366308.9667

555093.45379159160.80787629.29005236313.4175

565093.69862723158.37555629.81780105318.2309

575093.82278687155.82741130.34554974323.4348

585093.82263203153.16344230.87329843329.0602

595093.69452424150.38364831.40104712335.1428

605093.43482504147.4880331.92879581341.7226

615093.03989595144.47658632.4565445348.8455

625092.50609849141.34931832.98429319356.5634

635091.82979421138.10622633.51204188364.9365

645091.00734462134.74730934.03979058374.0334

655090.03511126131.27256734.56753927383.934

665088.90945565127.68235.09528796394.7307

675087.62673932123.97560935.62303665406.5316

685086.18332381120.15339336.15078534419.4638

696084.40561666115.81517836.7313089435.1761

II. Determinarea raportului transmisiei principale i0

Se face din condiia de vitez maxim a autovehiculului in treapta de vitez curaport unitar (icv=1 )., unde:vmax [m/s] viteza maxima;nvmax [rpm] turatia la viteza maxima;rr raza de rulare [m]

rr = 0,31725 md = 15 = 15 25,4 = 381 [mm] = 0,381 m

H inlimea pneuluiH = 0,1267 mi0=4,7566

III. Etajarea Cutiei de Viteze

Raportul de transmitere in treapta I se determin din condiia de pant maximimpus, pant pe care autovehiculul trebuie s o urce in aceast treapt de vitez, cumotorul funcionand pe caracter de turaie la sarcin total, la turaia de cuplumaxim, nM.Fora la roat sau fora de traciune, necesar in acest caz este:) [N], unde:Ga = 1720 [N] greutatea autovehiculului;max = 19 - panta maxima impusa;f - coeficientul de rezisten la rulare(viteza fiind mic, se poate aproxima cu f = (1,4 - 1,6)10-2)Se observ c s-a neglijat rezistena aerului, deoarece viteza are valori reduse.Raportul in treapta I are expresia: , unde:Ftmax [N];rr [m] raza de rulare;Mmax [Nm] momentul (cuplul) maxim;Fr= 5732.68544 [N]= 2,244Rapoartele de transmitere ale schimbtorului de viteze sunt in progrese geometric,cu o raie g= (ratia de etajare). Raia progresiei geometrice i numrul treptelorde vitez sunt alese astfel incat s fie indeplinit condiia: vmaxtrinf=vmintrsup.Cele dou turaii, n1 si n2 sunt turaiile intre care motorul funcioneaz stabil itrebuie s indeplineasc condiia: nMn1n2nvmax.Pentru treapta k de vitez avem: Considerand k treapta maxim de vitez ca fiind treapt cu raport de transmitereunitar (fr treapt de supravitez), vom avea: icvk=1 => qk-1=icvI=> k=Pentru calculul efectiv, se procedeaz mai intai la stabilirea unei raii de etajareiniial q, considerand pentru inceput: =>numrul minim al treptelor de vitez: Se rotunjete kmin la valoarea imediat superioar i obinem numrul treptelor devitez, k.+1, unde [...] reprez. partea intreag.Cu aceast nou valoare, k, se calculeaz apoi raia de etajare a cutiei de viteze , raie care se utilizeaz in calculul celorlalte trepte de vitez, dupformula: .Not:Dac se dorete adoptarea unei trepte de supravitez se stabilete raportul acesteiaicvk+1=0,7 0,8.

Observaie:In urma acestei etape se traseaz caracteristica extern pe hartie milimetric =1,988Numrul minim al treptelor de vitez va fi: = 2.17634891k [3]+1 => k=4 = 1,309371 =>icvII= 1,7144icvIII=1,30937icvIV=1

Etapa a II-a:

Proiectarea AmbreiajuluiDin etapa anterioar se adopt Pmax[kW]/ nP [rpm], Mmax [Nm]/ nM [rpm] (din diagrama se iau valori rotunjite).Rolul ambreiajului:Ambreiajul este elementul de legtur dintre motor i transmisie i are rolul de apermite decuplarea motorului de transmisie i ulterior cuplarea progresiv a acestora.

Condiii impuse la decuplare:Decuplarea este necesar la pornirea de pe loc, dar i in timpul deplasrii, pentruschimbarea treptelor de vitez. De altfel, decuplarea trebuie realizat i in staionare,cand motorul este pornit, i la franare, cand turaia motorului tinde s scad sub ceastabil.

Condiii impuse la cuplare:La pornirea de pe loc, acceleraii mai mari de 34 m/s2 conduc la disconfortulpasagerilor, la producerea unor avarii ale incrcturii i la suprasolicitarea organelorde transmisie. Efortul la pedal trebuie s nu fie prea mare, iar cursa pedalei trebuies aib o valoare relative redus. Cerina principal impus ambreiajelor este ca momentul pe care il poate transmites fie reglabil, lucru care poate fi obinut prin mai multe soluii constructive, dintrecare cea mai simpl este soluia cu discuri de friciune. Ambreiajul automobiluluiservete la decuplarea temporar i la cuplarea lin a transmisiei cu motorul.Decuplarea este necesar la oprirea i franarea automobilului sau la schimbareavitezelor. Cuplarea lin este necesar la pornirea din loc i dup schimbarea vitezelor.Prin decuplarea motorului de transmisie roile dinate din cutia de viteze nu se maiafl sub sarcin i cuplarea lor se poate face fr eforturi mari intre dini. In cazcontrar, schimbarea vitezelor este aproape imposibil, funcionarea cutiei de viteze este insoit de zgomot puternic, uzura dinilor este deosebit de mare i se poateproduce chiar ruperea lor.Cuplarea lin a arborelui cutiei de viteze cu arborele cotit al motorului, care are turaia relativ mare, asigur creterea treptat i fr ocuri a sarcinii la dinii roilor dinate i la piesele transmisiei, fapt care micoreaz uzura i elimin posibilitatea ruperii lor.

1. Determinarea momentului de calcul McMomentul de calcul al ambreiajului Mc=Mmax, unde=1,5 (=1,3 1,75 coeficient de siguranta) .Alegerea valorii coeficientului de siguran se face inandu-se seama de tipul idestinaia automobilului, precum i de particularitile ambreiajului.Pentru valori mari ale coeficientului de siguran se reduce intensitatea patinriiambreiajului, deci i lucrul mecanic de patinare, crete durata de funcionare aambreiajului, se reduce timpul de ambreiere i se imbuntesc performaneledinamice ale automobilului.Mrirea exagerat a coeficientului de sigurana conduce la apariia unor suprasarcini in transmisie, in special la franarea brusc a automobilului, precum i mrirea forei necesare decuplrii ambreiajului.Reducerea valorii coeficientului de siguran a ambreiajului conduce la o bunprotecie a transmisiei la suprasarcini, dar la o uzur mai mare a discurilor, deoarece patinarea ambreiajului este mai intens. Fora necesar decuplrii este mai redus.Transmiterea integral a momentului motor i dup uzarea maxim normala agarniturilor de frecare inseamn c, in aceast situaie limit, coeficientul de siguran al ambreiajului s fie mai mare sau cel mult egal cu unu.

Obs.: La alegerea se ine seama de tipul i destinaia autovehiculului, precum i de particularitile constructive.In timpul exploatrii autovehiculului, se micoreaz ca urmare a uzurii continue de frecare. Prin micorarea grosimii acestora, arcul se destine, aadar scade fora de apsare iniial.Pentru evitarea patinrii, 1.Se adopt => Mc=259Nm

2. Determinarea momentului de frecare al ambreiajului:

Fora normal elementar pe elementul de arie dA este:dF=pdAFora de frecare elementar:dFf=dF=pr2drd, unde =0,25 0.30(0.4-0.5) (coef. de frecare azbest-fonta).=0,45p presiunea dintre suprafetele elementareMf=pPresiunea p= unde: F-forta de apasare asupra discului de ambreiaj, considerata uniform distribuita pe suprafata de frecare Af.

Cum un disc de ambreiaj are dou suprafee de frecare, relaia de calcul pentru un ambreiaj cu n discuri devine: , unde:i=2nd numarul de suprafete activend=1 - pentru ambreiaj monodisc => i=2Re,Ri [m]; F[N]3. Determinarea dimensiunilor garniturilor de frecare

Suprafeele garniturilor de frecare se calculeaz cu relaiile:A=Mmax [cm2], unde:=coef. ce depinde de tipul automobilului si de tipul ambreiajului= 25 [cm2/daNm] (=25-30 cm2/daNm pentru autoturisme)A=462.5[cm2]Raza exterioara a garniturii de frictiune: [cm]

C=0,55Re= 10.2729182 [cm] se rotunjeste conform STAS 7793-67 Diametrul exterior al garniturii de frictiune STAS De=250 [mm] Diametrul interior al garniturii de frictiune STAS Di=155 [mm]=> Raza exterioara a garniturii de frictiune Re STAS = 125 [mm] Raza interioara a garniturii de frictiune Ri STAS = 77.5[mm]Recalculam suprafata garniturii de frecare: 302.1819 [cm2]Se calculeaz raza medie a suprafeei de frecare:[mm]Rm=103.1069 [mm]

4. Determinarea forei de apsare necesare:

Din conditia Mf=Mc =>Mf = 259[Nm]=> FiRM=Mmax => = 2791.05967 [N]

5. Determinarea presiunii specifice dintre suprafeele de frecare:

, pa presiunea admisibila pentru garniturile din azbestSuprafata unei garnituri de frecare:STAS= 23125[mm2]p=0,12069447 [MPa] - presiunea specifica dintre suprafele de frecare6. Verificarea la uzur:

Pentru aprecierea uzurii se calculeaz lucrul mecanic specific de frecare:, unde:A suprafata unei garnituri de frecare [cm2]nd numarul de discuriL lucrul mecanic de frecare

L se calculeaz aproximativ pentru mai mult siguran prin dou metode:a. i condiia este: b. si conditia este: Ls Lsa = 0,75 [daNm/cm2] , unde:K=50(K=) coeficient care arata gradul de crestere a momentului de frecare in timpul cuplarii;Ga = 1720 [daN] greutatea automobilului;n = 1350 [rpm] turatia motorului la pornirea de pe loc(n n1);Pentru mai multa siguranta se poate face calculul cu:f = 0,0299 coeficient de rezistenta la rulare;= fcosmax+sinmax= 0,3538rr= 0,3172 [m] raza de rulare;icvI= 2.2448 raport de transmitere in treapta I de viteza;i0= 4,7566 raport de transmitere principal; Laprox. = 4232.72885 [daNm/cm2] Ls = 9.15184616 [daNm/cm2] Laprox. = 542.474871 [daNm/cm2] Ls = 1.17291864 [daNm/cm2]

7. Verificarea la inclzire:

Se verific la inclzire discul de presiune (din oel sau font).Creterea de temperatur la cuplare: [C] , unde: = 0,5 (pentru ambreiaj monodisc) coeficient care exprima cantitatea de lucru mecanic transformat in caldura;CotelCfonta0,115 [kcal/kg C] caldura specifica a piesei verificate [kg] masa discului de presiune,unde: otel=7,85 [kg/dm3] densitatea otelului;fonta=7,25 [kg/dm3] densitatea fontei; gp = 18 [mm] grosimea discului de presiune; Rep=Re + 35=130 mm Rip=Ri- 24=73.5 mm5.1039 [kg]Pentru lucru mecanic prin metoda a. =>=8.44422 [C] (< 815 C)Pentru lucru mecanic prin metoda b. =>=1.08222 [C] (< 1 C)

Etapa a III-a:

Calculul Arcului Diafragm

Scopul etapei const in trasarea curbei de variaie (caracteristicii elastice) a forei infuncie de sgeata arcului.La decuplare, indiferent de tipul arcului folosit pentru a crea fora de apsare normal (pe garniturile de friciune), acesta trebuie s fie comprimate (de ctre rulment) pestevaloarea la care fora de apsare devine nul (pentru a crea astfel un joc intresuprafeele de frecare).Jocul este necesar pentru a ne asigura c decuplarea ambreiajului se face complet.Sgeata suplimentar f se calculeaz cu relaia:, unde:nd =1 numarul de discurijd=0,75 1,5 [mm] (valorile mari sunt pentru discuri cu diametrul exterior De>>180 mm) jocul necesar intre garniturile de frecare si suprafata discului de presiunejd =1,00 [mm]f=2 [mm]Uzura admisibil a unei garnituri este:U1=1,52[mm]Se adopta U1adm =>U1adm= 2nd U1 [mm]Obs. Pentru arc diafragma se considera U1=11,5 [mm].U1=1,25 [mm] =>U1adm=2,5 [mm]Se adopt jocul dintre captul interior al arcului diafragm i rulmentul de presiune.=1,52,5 [mm] jocul dintre capatul interior al arcului diafragma si rulmentul de presiune=2 [mm].A. Trasarea Caracteristicii

Funcie de raportul H/h, caracteristica arcului difer ca alur. In cazul ambreiajelor de automobil se adopt un raport , care conduce la o form acaracteristicii arcului ca in figura urmtoare:Dup cum se observ, arcul diafragm conineporiuni cu rigiditate negativ pentru care cretereasgeii duce la micorarea forei de apsare (regiminstabil).

Punctul de lucru al arcului diafragm se alege in Apentru ca variaii mici ale sgeii s determinevariaii mici ale forei de apsare. Pentru mrireaelasticitii, arcurile diafragm au practicate tieturi radiale pe o anumit lungime.

Cu notaiile din figur, caracteristicile constructiveale arcului sunt:

RiSe adopta Valori standardizate: 1; 1,15; 1,25; 1,5; 1,75; 2; 2,25; 2,5.Se calculeaz Ht=18.4 [mm] inaltimea totala a arcului;Tot din asemanarea triunghiurilor se obtine relatia de legatura:

se calculeaz din relaiile deformaiei elastice: , unde: (se poate determina i grafic)Coeficientul , undel1 - limea unei lamelez numrul de tieturiinand seama de faptul c limea unei tieturi este de 24 [mm], se calculeaz =26.27 [mm] =>=0,9292Relaia forei F1 cu care apas arcul asupra garniturilor de friciune in absena foreiF2 (F2=0 nu este acionat ambreiajul), se poate scrie:

Dac notm mrimile adimensionale i astfel: i obinem:

Caracteristica extern va arta ca in figura urmtoare. In cadranul I se gsete graficul . Cand =0, graficul indic variaia forei de apsare a arcului asupragarniturii de friciune . ,E modului de elasticitate longitudinal (modulul lui Young);p - coeficientul Poisson.

Procedeu de lucru:

Se calculeaz cu pas de 0,1 pentru sgeata adimensional fora de apsare i secompleteaz tabelul.

0,10,059210120,225451,2692674

0,20,112346660,45856,2487616

0,30,159717270,6751217,283368

0,40,201629630,91536,717971

0,50,238391411,1251816,897458

0,60,270310281,352060,166712

0,70,297693891,5752268,87062

0,80,320849931,82445,354066

0,90,340086052,0252591,961936

10,355709922,252711,039116

1,10,368029222,4752804,93049

1,20,37735162,72875,980944

1,30,383984742,9252926,535364

1,40,388236313,152958,938634

1,50,390413973,3752975,53564

1,60,390825393,62978,671268

1,70,389778243,8252970,690402

1,80,387580184,052953,937927

1,90,384538884,2752930,758731

20,380962024,52903,497696

2,10,377157254,7252874,49971

2,20,373432254,952846,109657

2,30,370094685,1752820,672422

2,40,367452225,42800,532892

2,50,365812525,6252788,03595

2,60,365483265,852785,526484

2,70,36677216,0752795,349376

2,80,369986716,32819,849515

Deoarece ambreiajul trebuie s asigure i jocul f dintre garnituri i discul depresiune sau volant, pentru decuplarea complet va trebui s continum calcululdup aflarea forei maxime pentru o comprimare implementar cu valoarea f .Fora maxim F1max din tabelul de mai sus va deveni fora la cuplare i de aceeatrebuie s fie cel puin de valoarea forei de apsare F calculat in etapa anterioar.Condiia 1 este ca: .Ambreiajul trebuie s asigure i transmiterea momentului Mmax dup uzuragarniturilor (pan la valoarea admisibil u1). De aceea, in tabel i in grafic trebuie savem indeplinit condiia 2:

Adic s putem transmite momentul maxim pan cand devine 1.In cadranul IV al graficului se va gsi graficul forei de apsare a rulmentului depresiune , unde: i (relaie obinut din condiia deechilibru).In cadranul II al graficului este reprezentat scderea forei de apsare rezultante aarcului cand F1=F1max i se apas pedala ambreiajului, aadar crete F2 pan laanularea lui (decuplare).

0,250,023684050,5625180,507707

0,50,044938661,125342,4995046

0,750,063886911,6875486,9133471

10,080651852,25614,6871885

1,250,095356572,8125726,758983

1,50,108124113,375824,0666848

1,750,119077563,9375907,5482478

20,128339974,5978,1416263

2,250,136034425,06251036,784774

2,50,142283975,6251084,415646

2,750,147211696,18751121,972196

30,150940646,751150,392378

3,250,15359397,31251170,614146

3,50,155294527,8751183,575454

3,750,156165598,43751190,214256

40,1563301691191,468507

4,250,155911299,56251188,276161

4,50,1550320710,1251181,575171

4,750,1538155510,68751172,303492

50,1523848111,251161,399079

5,250,150862911,81251149,799884

5,50,149372912,3751138,443863

5,750,1480378712,93751128,268969

60,1469808913,51120,213157

6,250,1463250114,06251115,21438

6,50,146193314,6251114,210593

6,750,1467088415,18751118,139751

70,1479946815,751127,939806

Etapa a IV-a:

Calculul de rezisten a arcului tip diafragm

In cazul arcului diafragm cu tieturidup generatoare, solicitareamaxim apare in poriunea circularce trece prin punctul B.

Considerm starea de eforturi unitar biaxial. Eforturile unitare normale vor fi:

a). Efortul de compresiune: , (a,b, din etapa anterioara)82,2722 [mm]0,05 - unghiul de inclinare al arcului (tg. unghiului)a=75 [mm]b=90 [mm]-229,407 [MPa]

b). Efortul la incovoiere:

= 89.414 [MPa], unde:h=2,5 [mm]=0,9195Se va calcula efortul echivalent .473,805[MPa]Se alege un oel pentru arcuri (STAS 795-77).Materialul ales: 60Si15A.Daca (rezistenta la curgere) => materialul este correct ales.c=2,5 - coef de siguranta [MPa] => verifica conditia de rezistenta.

Calculul arborelui ambreiajului

Arborele ambreiajului (care este in acest caz cat i arborele primar al cutiei de viteze)are o poriune corelat pe care se deplaseaz butucul discului condus.Solicitarea principal este cea de torsiune cu Mc (momentul de calcul al ambreiajului)., In cazul nostru (se dorete dimensionarea), pornim ins de la adoptarea lui (adoptarea materialului). Diametrul interior va fi .di=21,823 [mm] =>diSTAS=23 [mm] diametrul interior;deSTAS=28 [mm] diametrul exterior;b=6 [mm] latimea unei caneluri;z=6 numarul de caneluri; lungimea arborelui (optional) inaltimea unei caneluri;Atat canelurile arborelui cat i cele ale butucului sunt supuse la strivire. Considerandraza medie a canelurilor: forta care solicita canelurile la strivire si la forfecare va fi:17606,548 [N]Presiunea de strivire este: , unde: As [mm2] aria de strivire a canelurilorAs=Lh=105 [mm2]ps=27,94 [MPa]Daca se va face verificarea la forfecare. Observaie:Considerand valorile adoptate pentru rezistenele admisibile se alege din STAS 791-88 un material pentru arbore (oeluri de cementare).Material arbore ambreiaj: 18MnCr11.

Definiie:

Oelurile de cementare sunt oeluri la care stratul superficial de carbon este mbogit, prin nclzirea i meninerea la o temperatur superioar zonei de transformare, ntr-un mediu carburant lichid, solid sau gazos. Dup cementare urmeaz clirea i o revenire la temperaturi ntre 150 200 grade Celsius, pentru eliminarea tensiunilor remanente din material.Dup prelucrarea suprafeelor canelate se trateaz prin clire prin cureni de inaltfrecven (C.I.F.).C.I.F. este un procedeu de clire superficial la care inclzirea se face prin inducieelectromagnetic.Se aplic pieselor de oel (cu coninut de carbon de 0,3.. . 0,8 %) sau de font, pentruobinerea unei structuri martensitice dure (duritate 56... 62 HRC) la suprafa,concomitent cu meninerea structurii moi, maleabile, in miezul pieselor.Dup inclzirea la cca. 900C, se face rcirea in ap, ulei sau aer.Calculul mecanismului de acionare

Dup cum se vede in figur, sistemele de acionare a ambreiajului sunt de dou feluri:a) sistem de acionare mecanicb) sistem de acionare hidraulicIn funcie de complexitatea i mrimea ambreiajului, fiecare productor auto alege ce tip de mecanism de acionare s monteze pe un autovehicul. Totui, pentru a afla care mecanism se potrivete, se fac in prealabil o serie de calcule care ajut ladeterminarea unor dimensiuni cum ar fi: lungimea pedalei, lungimea parghiei dedebreiere i altele. In concluzie, pentru un sistem mecanic de acionare vom folosi urmtoarelerelaii:Fora de apsare a pedalei: , unde: - fora de apsare a discului de presiune

Cursa pedalei va fi:

Etapa a V-aCalculul cutiei de viteze mecanice, in trepte

a). Calculul roilor dinate:

Numrul treptelor de vitez precum i rapoartele de transmitere ale treptelor sedetermin din calculul dinamic al autovehiculului.Soluia constructiv de realizare a cutiei de viteze depinde de tipul autovehiculului iorganizarea acestuia. Astfel, la autoturismele organizate dup soluia clasic, deobicei se utilizeaz cutii de viteze cu trei arbori, in timp ce la autoturismele organizate dup soluia totul in fa sau totul in spate se prefer cutiile de viteze cu doi arbori, din motive legate de reducerea gabaritului. La autocamioane i autobuze cutiile de viteze sunt de tipul cu trei arbori; la unele autocamioane se utilizeaz i cutii de viteze compuse. La tractoare se intalnesc atat cutiile de viteze cu doi arbori, cat i cele cu trei arbori sau compuse (care permit obinerea unui numr mare de rapoarte de transmitere).Pentru cuplarea treptelor de mers inainte in prezent este practice generalizat soluia cu roi dinate angrenate permanent i mufe cu dispozitive de cuplare. La unele camioane, autobuze i tractoare, pentru treptele inferioare se mai utilizeaz soluia de cuplare a treptelor prin deplasarea axial a roilor. Aceast soluie este utilizat i pentru treapta de mers inapoi.Pentru calcule de predimensionare a cutiei de viteze, modulul normal al roilordinate se poate determina cu ajutorul nomogramei din fig. 120, in funcie de cuplul la arborele secundar in prima treapt a cutiei de viteze.Cuplul la arborele secundar pentru prima treapt se determin cu relaia:

Valorile recomandate ale modulului sunt cele in zona cuprins intre cele dou linii groase; pentru autoturisme se prefer valorile inferioare (ce permit micorarea gabaritului), in timp ce pentru autobuze, camioane se vor utiliza valorile superioare ale modulului.

Valorile standardizate ale modulului normal sunt prezentate mai jos.Valorile de pe poziia I sunt cele preferate, dar pentru autoturisme se admite ifolosirea modulilor de pe poziia II.

TreaptaIIIIIIIV

Perechi de roti dintate

Diametrele de divizare ale roilor dinate:

35,8597896,54556845,0741687,3311954,04378,3623564,851667,55375

Etapa a VI-a:

Calculul arborilor cutiei de viteze

Date iniiale:

1. Puterea nominal de transmis i momentul maxim:

2. Turaia arborelui motor:

3. Raporturi de transmitere:TreaptaIIIIIIIV

2,7081,9431,3931

2,6923081,93751,451,041667

Alegerea schemei de organizare a cutiei de viteze:

1. Alegerea tipului de sincronizator:

Spre exemplu, sincronizator conic cu inerie cu inele de blocare i dispozitiv de fixare cu bile.

1 - supraf. tronconic2 - inel de blocare3, 6 dantur de cuplare4 - roat dinat5 - guler coroan7 - supraf. tronc. inel.8 - bil9 - arc10 - manon11 - dantur manon12 - pastil

2. Soluia de fixare i a treptei de vitez:

Dispozitiv de fixare:

Dispozitiv de blocare:

3. Schema cinematic :

b limea roilor dinate

In urma calculelor de rezisten s-au determinat diametrele pentru tronsoanele celor patru trepte ale cutiei de viteze.

Dimensionarea arborilor din diagramele de incrcare.

Schema de incrcare pentru treapta I este anexat in proiect.

Pentru arborele I, momentele echivalente i dimensiunile au fost surprinse in tabelulurmtor:

Incarcari arbore primar

TreaptaL1L2rbHAHBVAVBMiH

[mm][mm][mm][N][N][N][N][N*mm]

tr. I21,2158,617,929895756,012769,40392658,109699,3059-122027

tr. II58,4121,422,537083505,2351686,2091713,6621324,961204705,8

tr. III85,89427,02152263,6782066,208736,70491182,999194223,5

tr. IV158,621,232,4258425,4433182,795-78,29711678,0567475,25

Incarcari arbore primar

MiVMirezMtMechd

[N*mm][N*mm][N*mm][N*mm][mm][mm]

-56351,9-110909,9134410,7164899,1117000178200202189,830,8712231

-100078-160850,3227859,7260340,7117000256142,628542334,6308935

-63209,3-111201,9204250,3223804,9117000235387,3252542,333,2464634

12417,93-35574,6668608,4176278,87117000135632,3139669,127,2898328

De asemenea, pentru arborele al II-lea, momentele echivalente i dimensiunile au fost surprinse in urmatorul tabel:

25