Proiectarea ambreiajelor Proiectarea ambreiajelor

La automobilele moderne se utilizeaza de regula ambreiaje cu un singur disc, sau doua discuri, de frictiune, cu arcuri cilindrice periferice, sau arcuri centrale. Acestea indeplinesc principalele cerinte impuse ambreiajului.Ambreiajele cu un singur disc sint simple constructiv si necesita intretinere usoara, sint sigure, asigura si o buna decuplare precum si evacuarea caldurii degajate prin frecare. Au masa redusa si rezisrenta ridicata la uzare.Daca momentul care trebuie transmis este suficient de mare, atunci momentul de frecare al ambreiajului trebuie marit numai prin marirea diametrului garniturilor de frictiune sau al numarului discurilor conduse. Marirea diametrului discului este limitata de dimensiunile de gabarit ale ambreiajului si volantului si de efortul de decuplare a ambreiajului. Cresterea diametrului discului conduce la cresterea vitezei tangentiale, care ar putea cauza ruperea discului sub actiunnea fortei cetrifuge.Tipurile cele mai reprezentative de ambreiaje uscate sint prezentate în Figura 1. La ambreiajele cu arcuri periferice ( Figura 1 a şi b ), in cazul utilizarii cu motoare care functioneaza la turatii ridicate, arcurile ar putea suferi sub actiunea fortei centrifuge (flambeaza), ceea ce ar insemna reducerea fortei de apasare si patinarea ambreiajului. De asemenea, temperatura si uzura garniturilor de frecare ar putea creste. La aceste ambreiaje nu este posibil sa se regleze forta de apasare, ca urmare a uzarii garniturilor de frecare. La astfel de arcuri trebuie sa se tina seama de aceste efecte la alegerea coeficentului de siguranta, β. La arcurile centrale conice ( Figura 1 c ) forta este transmisa prin intermediul pirghiilor de debreiere si asigura o distributie uniforma a fortei de presiune pe disc.Ambreiajele cu arc diafragma ( Figura 1 d ) ofera un numar de avantaje comparativ cu cele de mai sus. Utilizarea arcului diafragma face posibila micsorarea jocului limita si masa ambreiajului datorita influentei combinate a arcului si a pirghiilor de debreiere si, de asemenea, asigura o distributie uniforma a fortei pe placa de presiune. Caracteristica arcului diafragma se caracterizeaza prin aceea ca are portiuni de rigiditate negativa (sageata creste la scaderea sarcinii) ceea ce favorizeaza functionarea ambreiajului. Figura 2 arată caracteristicile de proiectare si de functionare ale arcurilor, unde punctul A corespunde pozitiei ambreiajului cuplat, iar punctele A1, A2, A3 pozitiei ambreiajului decuplat. Dupa cum se vede in Figura 2 b, cind se foloseste arcul diafragmă, forţa necesara la pedala, pentru a tine ambreiajul decuplat, scade. Uzarea suprafetelor de frecare nu trebuie sa conduca la scaderea fortei de apasare a ambreiajului. Ambreiajele cu arc diafragma si-au gasit aplicatii la autoturisme si vehicule comerciale usoare.Printre dezavantajele acestor ambreiaje se mentioneaza dificultatile de fabricare pentru o anumita caracteristica elastica, pentru a realiza forte axiale mari la dimensiuni reduse ale ambreiajului. Cresterea momentului de frecare la cresterea numarului de discuri conduse (2 discuri conduse) nu trebuie sa determine schimbari semnificative in constructia ambreiajului. Oricum, structural acestea devin mult mai compexe decit ambreiajul cu un singur disc. Masa lor creste si devine necesara si deplasarea discului de presiune intermediar pentru a asigura o decuplare sigură. Ambreiajele duble necesita o forta marita pentru a asigura decuplarea dintre discuri si volant. Acestea au o cursa mai mare si un moment de inertie apreciabil odata cu cresterea cursei de decuplare. Figura 3 arata diferite variante de a asigura jocul sigur dintre suprafetele de frecare ale discului de presiune mijlociu. În momentul decuplarii dicul de presiune din mijloc este departat de arc in limitele jocului δ fata de surubul de reglare din carcasa ( Figura 3 a ) sau pâna în poziţia de echilibru realizata intre fortele din arcuri ( Figura 3 b si c). In varianta din Figura 3 d, depărtarea plăcilor se realizeaza cu distantierul elastic 1, tensionat prin arcul elicoidal 2.La anumite automobile se folosesc ambreiaje automate, care asigura urmatoarele functii:

Decuplează motorul de transmisie la ralanti (motorul este mentinut in functiune cind automobilul este oprit prin frinare);

Asigura decuplarea rapida a motorului de transmisie la schimbarea treptelor; Asigura cuplarea ambreiajului la pornirea din loc si la schimbarea treptelor, la diferite sarcini

ale motorului; Permite frinarea cu motorul.

1

Figura 1 – Construcţii clasice ale ambreiajelor uscate cu disc1 – cuzinet axial, 2 – sistem de reglare a pârghiilor, 3 – mecanism de poziţionare a discului intermediar, 4 – pârghii pentru decuplare, 5 – flanşă cu rol de lagăr,

6 – arc central conic, 7 – bucşă de acţionare, 8 – arc disc, 9 – inele din sârmă cu rol de reazem, 10 – arc elicoidal pentru retragerea plăcii de presiune

2

Figura 2 – Caracteristicile arcurilor specifice ambreiajelor(a) schiţele arcurilor, (b) caracteristica arcurilor: 1 – arcul diafragmă; 2 – arcul elicoidal

conic, 3 – arcul elicoidal cilindric

Figura 3 – Mecanisme pentru decuplare sigură şi cuplare lină a ambreiajelor bidisc

Calculul parametrilor ambreiajului

Ambreiajul trebuie sa transmita cuplul maxim al motorului. Parametrul critic al ambreiajului cu frecare este diametrul exterior al discului condus.Capacitatea de transmitere a unui ambreiaj este (momentul de calcul):

M c=β M max

Unde β este coeficientul de siguranta al ambreiajului si reprezinta raportul dintre momentul transmis de ambreiaj prin frecare si momentul maxim al motorului.Cuplul este transmis prin ambreiaj cind discul condus vine in contact cu garniturile de frecare (Figura 4). Forta de frecare elementara este:

d F f=μ p0 dS=μ p0 ρdρdα

3

Si cuplul elementar este:dM =μ p0 ρ2 dρdα

Unde µ este coeficientul de frecare, iar p0 este presiunea dintre suprafetele de frecare.

Figura 4 – Schema pentru determinarea razei medii a ambreiajului

Cuplul de frecare pentru intreaga suprafata de frecare este:

M=μ p0∫r

R

∫0

2π

ρ2dρdα=2πμ p0R3−r3

3Daca N este forta de apasare pe discul condus, atunci presiunea este:

p0=N

π ( R2−r2 )La ambreiajul cu i perechi de suprafete de frecare, momentul de frecare, si-n acelasi timp de calcul al ambreiajului este:

M c=Nμi23

R3−r3

R2−r2

Unde:

Rm=23

R3−r3

R2−r2

este raza medie la care actioneaza rezultanta fortelor tangentiale de frecare.Raza medie poate fi luată aproximativ

Rm=12

(R+r ) ,

Eroarea fiind de (1 - 4) %.Factorul determinant pentru cursa limita a ambreiajului si pentru rezistenta la uzare a garniturilor de frecare este presiunea pe respectivele suprafete.Se determina diametrul discului de frictiune, din relatia presiunii specifice:

M c=π ( R2−r2 ) p0 μ23

( R3−r3 )( R2−r2 )

i=β M max ,

Raza interioara a garniturii de frecare, r, variaza, in functie de raza exterioara, intre valorile:r=(0,55−0,65 ) R

Substituind r ≅ 0,6 R ,rezulta:

D=2 R=2,53√ β M max

π p0 μiLa proiectarea ambreiajelor p0 variaza intre (0,15−0,25 )MPaValorile inferioare sint recomandate pentru vehiculele comerciale grele sau care functioneaza in conditii grele de drum.

4

Raza exterioara a garniturii de frecare este determinata de viteza periferica realizabila la turatia maxima a motorului. Pentru placile de presiune din fonta sau OL 18, OL 25 viteza tangentiala limitata de forta centrifuga nu trebuie sa depaseasca 65 – 70 m/s.Pentru autoturisme, diametrul exterior al discului ambreiajului variaza intre 180 – 420 mm. La proiectarea ambreiajelor, coeficientul de frecare µ se ia 0,30. El depinde de materialul suprafetelor de frecare, starea lor, alunecarea relativa a discurilor, presiune si temperatura.Proprietatile de frecare ale garniturilor depind de calitatea suprafetelor, dimensiunile lor si durata de functionare. De aceea se depun eforturi pentru crearea de noi materiale de frecare care sa posede proprietati de frecare si de rezistenta imbunatatite.La functionarea ambreiajelor, momentul maxim de frecare variaza ca urmare a schimbarii gradului de alunecare si de temperatura, de proprietatile fizico-mecanice ale garniturilor, care depind de polimerizarea si imbatrinirea componentelor si, de asemenea, de descresterea fortei de apasare a arcurilor si altele.Momentul de frecare crescut al ambreiajului determina reducerea alunecarii si cresterea factorului de siguranta. Pe de alta parte, cresterea lui β determina cresterea solicitarilor dinamice in transmisie si a fortei de decuplare a ambreiajului.La automobile, coeficientul de siguranta pentru ambreiaje cu garnituri din fibre organice, poate fi luat 1,8. Pentru arcuri elicoidale β = 1,25 – 1,34.Forta de apasare a placilor este:

N=β M max

Rm μiPentru ambreiaje cu arcuri periferice:

N=Fa na

Unde Fa este forta unui arc, iar na este numarul de arcuri. Numarul de arcuri trebuie sa fie un multiplu al pirghiilor de debreiere.Cind arcul este plasat central si actioneaza prin leviere:

N=Fa il

Unde il este raportul de transmitere al levierelor de actionare.

Conditii de alunecare si de incalzireDeterminarea timpului de alunecare, a lucrului mecanic de patinare si a incalzirii ambreiajului

Coeficientul de siguranta al ambreiajului, β, exprima capacitatea acestuia de a transmite cuplul de la motorul de antrenare, la o presiune p0 de apasare a suprafetelor de frecare, chiar si atunci cind garniturile sint uzate. Oricum, presiunea p0 influenteaza indirect capacitatea ambreiajului de a rezista la uzare si incalzire in perioada functionarii cu patinare.La cuplare, o parte a puterii transmise se transforma in caldura, care determina cresterea temperaturii suprafetelor de frecare, ceea ce afecteaza coeficientul de frecare si ritmul de uzare. Incalzirea partilor componente ale ambreiajului si comportarea la uzare nu sint determinate numai de lucrul mecanic de patinare ci si de masa elementelor care participa la preluarea caldurii.

5

Figura 5 – Procesul demarării de pe loc a automobilului

Procesul demararii (pornirii din loc) automobilului este schitat in Figura 5. Punctul A reprezinta momentul punerii in miscare a automobilului, atunci cind momentul transmis de ambreiaj, MC,

egalizeaza momentul rezistent la roata redus la arborele primar al cutiei de viteze (arborele ambreiajului), MP.

Astfel M p=(Ga+GR ) rr ψ

it ηt

, unde Ga si GR sint greutatile automobilului si a remorcii, rr este raza de

rulare a rotii motoare, ψ este rezistenta specifica a drumului (pentru o pornire din loc obisnuita se poate considera valoarea 0,1), it este raportul de transmitere cinematica intre arborele ambreiajului si roata motoare, iar ηteste randamentul transmisiei.In functie de raportul dintre momentul motorului de antrenare si momentul de frecare al ambreiajului, viteza unghiulara a motorului, ωm, in procesul cuplarii ambreiajului, la inceput creste (pina in punctul B) si apoi descreste pina in punctul C, când patinarea inceteaza (ambreiaj cuplat). Intervalul de timp din momentul declansarii cuplarii ambreiajului pina cind se produce egalizarea vitezelor unghiulare ale arborelui cotit si arborelui primar al cutiei de viteze (ωm=ω p) este cunoscut sub numele de timp de patinare (alunecare) t a. In perioada de cuplare a ambreiajului, momentul de frecare in ambreiaj creste pina la valoarea momentului de calcul, M C, liniar cu timpul de cuplare, t c. Astfel, M C=K t c, unde constanta de proportionalitate, K, caracterizeaza viteza de cuplare a ambreiajului,

K= (30. . .. 50 ) N⋅ms .

Lucrul mecanic de patinare din perioada cuplarii ambreiajului se transforma in caldura, conduce la cresterea temperaturii pieselor ambreiajului si prin aceasta la micsorarea valorii coeficientului de frecare si la intensificarea procesului de uzare. Pentru a determina expresia lucrului mecanic de patinare si a evidentia factorii care-l influenteaza se foloseste modelul dinamic simplificat al automobilului redus la doua mase in miscare de rotatie legate intre ele prin intermediul ambreiajului, model care este prezentat in figura 30.

6

Figura 6 – Schema pentru calculul lucrului mecanic determinat de alunecare şi timpul de

alunecare

În aceasta schema semnificatia notaţiilor este:M m - momentul aplicat partii conducatoare a ambreiajului adica momentul motorului;I m - momentul de inertie al maselor mobile ale motorului si ale partii conducatoare a ambreiajului reduse la axa arborelui cotit;ωm - viteza unghiulara a partii conducatoare a ambreiajului, adica a arborelui cotit;M C - momentul de frecare (momentul capabil) al ambreiajului;I p - momentul de inertie corespunzator masei in miscare de translatie a automobilului

ma si a maselor in miscare de rotatie din transmisie, inclusiv ale rotilor, redus la arborele ambreiajului.Daca se considera numai rotile, el se poate calcula cu relatia:

I p=ma⋅r r

2

itr2+ 1

itr2⋅ΣI roti

unde: rr - este raza de rulare a rotilor, iar

itr - este raportul de transmitere al transmisiei.

M p - momentul rezistent la arborele primar al schimbatorului de viteze (corespunzator rezistentei specifice a drumului ψ ). Pentru determinarea lucrului mecanic de patinare al ambreiajului, se scriu ecuatiile diferentiale ale miscarii maselor sistemului:

pentru partea conducatoare, M m−I m

d ωm

dt=M C , iar pentru partea condusa M C=M P+ I P

d ωp

dt .

Lucrul mecanic de patinare din ambreiaj este:

L=∫0

α

MC dα, unde dα este unghiul elementar de patinare a ambreiajului si se poate

exprima in functie de viteza de patinare, adica:dα=ωadt=(ωm−ω p)⋅dt

.Expresia lucrului mecanic de patinare devine:

L=∫0

tca

M c⋅(ωm−ω p)⋅dt

Dificultatea rezolvarii acestor ecuatii pentru ωm si ω p este ca momentele M m , M c , M p variaza in

timp, cel mai adesea neliniar. Astfel, momentul motorului depinde de turatie si sarcina, iar cel de frecare al ambreiajului depinde de timpul de cuplare, de coeficientul de frecare si de temperatura suprafetelor de frecare. Pentru o evaluare estimativa se ignora influenta conducatorului auto si se

7

presupune ca ambreiajul se cupleaza instantaneu, iar momentul de frecare se considera constant inca de la inceputul cuplarii. Pentru simplificarea problemei se admite ca momentele M C si M p ramin constante pe durata patinarii ambreiajului. Cu ipotezele de mai sus, variabilele din ecuatiile diferentiale pot fi separate, iar prin integrare se obtine variatia vitezelor unghiulare ale arborilor conducator si condus in functie de timpul de cuplare.Astfel, pentru elementele conducatoare:

(M m−M c )⋅dt=I m⋅dω⇒∫0

t

(M m−M c )⋅dt=∫ω0

ωm

I m⋅dω⇒ (M m−M c )¿t=I m ¿ (ωm−ω0 )

sau

ωm=ω0+Mm−M c

Im

⋅t

Unde ω0 este viteza unghiulara a motorului la inceputul procesului de ambreiere.Pentru elementele conduse:

(M c−M p )⋅dt=I p⋅dω⇒∫0

t

( M c−M p )⋅dt=∫0

ωp

I p dω⇒ ( M c−M p )¿ t=I p ¿ωp

sau

ω p=M c−M p

I p

⋅t

Alunecarea inceteaza cind se egalizeaza turatiile, cand ambreiajul este cuplat, ωm=ω p si se obtine

timpul de patinare:

ta=Im⋅I p⋅ω0

I m⋅(M c−M p )−IP

( M m−M c )

Daca se considera variatii liniare ale vitezelor unghiulare ωm si

ω p , asa cum se vede in figura 31 si M c=ct .

integrala reprezinta aria triunghiului pentru variatia in timp a vitezei unghiulare de patinare a ambreiajului, adica aceasta arie reprezinta unghiul de alunecare.

Figura 7 – Variaţia vitezelor unghiulare ale părţilor conduse şi conducătoare ale ambreiajului, la

păstrarea constantă a momentelor Mp şi Mc

Astfel, L=M c⋅

ω0⋅ta

2

Cu ω0=

π⋅n0

30 se obtine:

8

L=n0

2

180⋅

I p

(1− M p

M c)+(1−

M m

M c)⋅ I p

I m

Dar M c=β⋅Mm⇒

Mm

M c

=1β si expresia devine:

L=n0

2

180⋅

I p

(1− M p

M c)+(1−1

β )⋅ I p

I m

Din expresia lucrului mecanic de frecare se observa ca valoarea acestuia creste cu atit mai mult cu cit demarajul incepe la o turatie mare a motorului si intr-o treapta superioara a transmisiei. Este cunoscut faptul ca momentul de inertie I p depinde de patratul raportului de transmitere al transmisiei, it, si este proportional cu masa automobilului si a remorcii. De aceea, conditiile de functionare a ambreiajului sint puternic influentate cind automobilul are si remorca. Pe de alta parte, la tractarea unei remorci, frecventa cuplarilor si decuplarilor ambreiajului creste, ceea ce conduce la uzarea mai accelerata a garniturilor de frecare ale discului de ambreiaj. Valoarea minima a lucrului mecanic de patinare estimat cu relatia de mai sus este independenta de blindetea cuplarii. Relatia este utila pentru compararea solicitarilor ambreiajului la utilizarea pe diferite automobile. Rezistenta la uzare a ambreiajului poate fi evaluata mai bine daca se apeleaza la valoarea lucrului mecanic specific de patinare, q, adica la valoarea raportului lucrului mecanic de patinare si aria suprafetelor de frecare ale

discurilor conduse A f , q= LA f

.

Lucrul mecanic datorat patinarii se determina pentru pornirea din loc in prima treapta, cu ψ = 0,1. In

acest caz valoarea admisa a lui q ,pentru un singur disc de frictiune, este cuprinsa intre (196-245) J

cm2 ,

iar pentru ambreiajul dublu intre (147-167) J

cm2 .

Pentru verificarea incalzirii ambreiajului in timpul patinarii, se calculeaza temperatura discurilor de frictiune. Intrucit masa volantului este mult mai mare decit a discului condus, se neglijeaza cresterea temperaturii acestuia. De asemenea, se presupune ca nimic nu se disipa in mediul inconjurator. Bilantul termic este dat de relatia:

γL=mca cΔtUnde mca este masa componentelor ambreiajului care se incalzesc, γ este un coeficient care tine seama de tipul ambreiajului (pentru ambreiajul monodisc γ=0,5), ∆ t este cresterea de temperatura, iar c este capacitatea termica a materialului.

∆ t= γLmca c

Pentru automobilul solo, cresterea de temperatura, la o singura cuplare, nu trebuie sa depaseasca 10 0C si 20 0C in cazul automobilului cu remorca. Aceste valori pot fi reduse prin marirea masei discului condus si crearea conditiilor de ventilare in interiorul carcasei ambreiajului.Valorile de temperatura obtinute sint utile pentru compararea la proiectare a diferitelor tipuri de ambreiaje. In practica, procesul de incalzire a discurilor ambreiajului este mult mai complex.In trafic urban, numarul cuplarilor ambreiajului unui camion este de 300-600, iar daca are si remorca atunci numarul acestora creste la 400-700, pentru fiecare 100 de km parcursi. Acesta este motivul pentru care cresterea temperaturii componentelor ambreiajului in timpul cuplarii reale este mult mai mare decit cea calculata.Se recomanda ca la functionarea indelungata temperatura componentelor ambreiajului sa nu depaseasca 200 0C, iar pentru perioade scurte de timp sa nu depaseasca 300 0C.

9

Figura 8 – Reprezentare schematizată a circulaţiei aerului prin carterul ambreiajului

1 – orificii pentru admisia aerului, 2 – dispozitiv pentru direcţionarea fluxului de aer, 3 – orificii

pentru evacuarea aerului, 4 – fluxul de aer

Observatii:1° Lucrul mecanic de frecare al ambreiajului la pornirea din loc a automobilului creste:

foarte mult daca turatia motorului la inceputul cuplarii ambreiajului este mare; mult daca masa automobilului este mare (automobil incarcat sau care tracteaza remorca);

mult daca pornirea de pe loc se face intr-o treapta de viteza superioara, adica itr are valoare

mica; daca rotile au momente de inertie mari; daca pornirea din loc se face pe drumuri cu rezistente specifice mari, de exemplu la urcarea

unei rampe.2° Un ambreiaj „tare” cu un coeficient de siguranta ridicat patineaza putin la pornirea din loc a automobilului, deci lucrul mecanic la patinare se micsoreaza, dar solicitare organelor transmisiei creste.

Calculul arcurilor

Arcurile cilindrice, conice si diafragma sint fabricate din otel de arc, Figura 2.In cazul arcurilor dispuse periferic, numarul arcurilor trebuie sa fie un multiplu al pirghiilor de debreiere, pentru a asigura planeitatea si paralelismul suprafetelor de frecare si presiune la ambreiere. De regula sint intre 6 – 24 de arcuri. La determinarea numarului de arcuri trebuie tinut seama de faptul ca forta preluata de un singur arc nu trebuie sa depaseasca 600-700 N, pentru autoturisme si vehicule

comerciale usoare, si 1000 N pentru vehiculele comerciale grele. Diametrul mediu al arcului, Dmed , si

diametrul spirei, d, trebuie alese din conditia de solicitare pentru forta maxima, Fmax , care actioneaza

la decuplarea ambreiajului. Astfel:

τ=M t

W t

K s=0,5 Dmed Fmax

( π d3 )16

K s=8 Fmax Dmed

π d3 K s

10

Unde K s este un coeficient care tine seama de efectul curburii spirelor asupra solicitarii arcului. El

depinde de raportul diametrelor, c=Dmed

d

K s=4 c−1

4 (c−1 )+ 0,615

cEfortul admisibil de torsiune nu trebuie sa depaseasca 700 – 750 MPa.Numarul spirelor active afecteaza, de asemenea, comportarea si incarcarea arcului. Alegerea acestora se face in functie de forta necesara pentru actionarea ambreiajului. Cind ambreiajul este decuplat forta din arc nu trebuie sa depaseasca cu mai mult de 20 % forta din arc cind ambreiajul este cuplat.Pentru determinarea numarului de spire active se poate folosi relatia:

∆ f =8Dmed3 0,2 Farc

ns

G d4

Unde ∆ f este deformarea suplimentara a arcului la decuplarea ambreiajului; 0,2Farc este cresterea

fortei de comprimare a arcului cind ambreiajul este decuplat; ns este numarul de spire active; G este

modulul de elasticitate transversala a materialului, pentru otel G=8× 104 MPa.

Numarul total de spire poate fi: n0=ns+ (1,5 ÷ 2 ).Cind ambreiajul este decuplat distanta dintre spirele arcului nu trebuie sa fie mai mica de 1 mm. Pentru a preveni incalzirea arcului, intre el si placa de presiune se monteaza o garnitura izoterma.

Arcurile conice au de regula spire de sectiune dreptunghiulara, cu ht

variind intre 2,2 2,6, unde t este

latimea, iar h inaltimea spirei. Arcurile conice sint astfel construite incit la comprimare completa toate spirele sint cuprinse in acelasi plan. Aceasta permite realizarea arcurilor cu inaltime minima, in stare comprimata, influentind astfel lungimea totala a arcului. Comparativ cu arcurile conice cu spire cu sectiune circulara, cele cu sectiune dreptunghiulara ofera o rigiditate mai mare la acelasi numar de spire si acelasi diametru de infasurare.

Efortul unitar in arcul conic este: τ=Fa r2

νt h2

Sageata arcului este data de relatia:

f =2 Fa ∆ ns (r 2+r1 )(r1

2+r22 )

G h4

Rigiditatea arcului este data de relatia:

c=Fa

f= G h4

2∆ ns ( r2+r1 )(r12+r2

2 )

Unde r1 si r2 sint razele spirelor arcului, cea mai mica si cea mai mare. Cel mai frecvent r1

r2

≅ 0,5

Numarul spirelor active nseste cuprins intre 3 5.In tabelul de mai jos sint date citeva valori ale coeficientilor arcului, in functie de raportul h/t.

h/t 1,5 2 2,5 3ν 0,231 0,246 0,258 0,267∆ 2,67 1,73 1,256 0,995

La calculul arcului conic trebuie avut in vedere faptul ca raza r2 scade la comprimarea arcului, avind ca rezultat modificarea caracteristicii arcului, aceasta devenind neliniara (parabolica).

11

Caracteristica arcului disc de tip diafragma, pentru raportul √2< Hh

<2 , are portiuni de rigiditate

negativa (la cresterea sagetii la comprimare forta scade). Astfel de arcuri sint frecvent utilizate la automobile.Arcurile diafragma sint calculate pornind de la ipoteza ca sectiunnea transversala a arcului nu se modifica. Forta de comprimare a arcului se calculeaza cu relatia:

F1=π E ' h

6 (b−c )2f ×ln

ba [(H −f ×

b−ab−c )(H−0,5 f ×

b−ab−c )+h2]

Unde E'= E

(1−μ2 ) ; E este modulul lui Young, μ este coeficientul lui Poisson, f este deformatia

(sageata) arcului, H este inaltimea arcului (v. Figura 2 b), h este grosimea discului, iar a, b, c sint dimensiuni geometrice. Relatia de mai sus permite constructia caracteristicii elastice a arcului.Arcul disc solid are o rigiditate mai mare. Arcurile cu taieturi (decupari radiale) sint mai utilizate pentru a reduce rigiditatea „petalelor” formate, care servesc drept pirghii de comanda a ambreiajului. Sectiunea periculoasa a arcului este cea care trece prin cercul de sprijin de raza mica. Cele mai incarcate sint radacinile „petalelor”. Efortul unitar atinge valoarea maxima in momentul decuplarii ambreiajului cind arcul devine plat. Pe baza teoriei efortului tangential maxim, efortul unitar echivalent in sectiunea periculoasa este compus din efortul tangential, σ t, si cel de incovoiere, σ i, astfel:

σ ech=σ i+σ t=Fdec

h2 η+

E ' (d−a ) α2+h α2 a

Unde η este coeficientul ariei petalei: η=Sp n

π (a+e ) , n este numarul de petale, Sp este latimea petalei la

raza 0,5 (a+e ), α este unghiul de inclinare al discului, H t este inaltimea totala a arcului, iar d=b−a

lnba

si α=H t

(b−e ) .

Efortul unitar in arcul din otel de arc nu trebuie sa depaseasca valoarea de 100 MPa.

Calculul partii conducatoare a ambreiajului

Calculul partii conducatoare a ambreiajului se refera la calculul discului de presiune si al elementelor de fixare a discului de presiune de carcasa ambreiajului.Discul (placa) de presiune se realizeaza, de regula, din fonta cenusie, iar dimensiunile lui sint determinate de marimea garniturilor de frecare si de cantitatea de caldura care trebuie preluata in procesul patinarii ambreiajului si evacuata. De asemenea, trebuie sa aiba o rigiditate suficient de mare pentru a nu se deforma si a putea distribuii uniform presiunea pe discul condus. Uneori sint prevazute canale radiale pentru o mai buna circulare a aerului de racire. Discul de presiune trebuie sa se roteasca impreuna cu volantul si sa aiba posibilitatea deplasarii axiale, fata de carcasa ambreiajului, la cuplare si decuplare.Asimilind discul de presiune cu un corp cilindric de inaltime h si cu dimensiunile bazei red=Re+(3 ÷ 5 )mm , raza exterioara, rid=r i−(3÷ 5 ) mm, raza interioara, unde Re si ri sint razele exterioara si interioara ale discului condus, se determina inaltime cilindrului, pornind de la relatia

∆ t= γLmca c , cu relatia hd=

γL

cπρ ∆ t (red2 −rid

2 ) , unde ρ este densitatea materialului discului de

presiune. Inaltimea cilindrului echivalent reprezinta grosimea discului de presiune. Grosimea determinata reprezinta valoarea minima necesara. Fata exterioara a discului de presiune este profilata

12

pentru marirea rigiditatii si a disiparii caldurii acumulate si pentru a permite legaturile cu elementele de care se cupleaza.

Calculul elementelor de legatură. Legaturile permanente ale discului de presiune sint cu carcasa ambreiajului, care-l si antreneaza. Aceasta legatura trebuie sa asigure rigiditatea impusa si mobilitatea axiala necesara asigurarii cuplarii, decuplarii si compensarii uzurii garniturilor. În Figura 9 sunt prezentate schemele de calcul in trei variante constructive.

Figura 9 – Soluţii de fixare între discul de presiune şi carcasa ambreiajuluia) fixarea prin umăr, b) fixarea prin canelură, c) fixarea prin bride

La fixarea prin umeri (a) dimensionarea se face din conditia solicitarii la strivire intre carcasa si umerii discului de presiune. Daca R este raza medie de dispunere a umerilor si z este numarul de umeri, atunci

efortul unitar la solicitarea de strivire este: σ s=β M max

zAR , unde A este aria de strivire. σ smax ≤ (10 ÷ 15 )

MPa.La fixarea prin caneluri (b), verificarea se face atit la strivire cit si la forfecare. Efortul unitar la

solicitare de forfecare este dat de relatia τ f=β M max

( zblR ), unde b si l sint latimea si lungimea unei

caneluri.La legatura prin bride (c) calculul se face pentru niturile de fixare a bridelor elastice de carcasa si de

disc: la strivire, σ s=β M max

zdgR si la forfecare, τ f=

4 β M max

zπ d4 R , unde d si g sint diametrul nitului si

grosimea bridei, R este raza medie la care sint dispuse bridele, iar z este numarul bridelor.

Calculul partii conduseCalculul partii conduse se refera la calculele arborelui ambreiajului, al butucul discului condus si al arcurilor elementului elastic suplimentar. Calculul arborelui ambreiajului. Dimensionarea arborelui ambreiajului se face din conditia de rezistenta la solicitare de torsiune determinata de transmiterea momentului maxim, cu relatia:

Di=3√ β M max

0,2 τat

13

Unde τ at este efortul unitar admisibil pentru solicitarea de torsiune. τ at=0,6 σ c

c , cu c=2÷ 2,5, sau

τ at=σai II

1,35 , unde σ ai II este efortul unitar admisibil in ciclul pulsator de solicitare.

Dimensiunea arborelui ambreiajului se definitiveaza in functie de valorile standardizate, Di reprezentind diametrul de fund al canelurilor. Se utilizeaza canelurile triunghiulare (STAS 7346-85), care pot prelua sarcini si cu soc, centrarea facindu-se pe flancuri. Pentru cazul ambreiajelor care transmit puteri mari se recomanda caneluri cu profil evolventic (STAS 6858-85), cu centrare pe flancuri. Adoptind seria canelurilor, dupa diametrul interior, rezulta si celelalte dimensiuni ale imbinarii.

Calculul butucului ambreiajului. Calculul imbinarii dintre arbore si butuc se face pentru stivire pe flancurile canelurilor si pentru forfecare.Verificarea la strivire:

σ s=k2 β M max

Dm hzl≤σ as

Unde k este un coeficient de repartizare a sarcinii pe caneluri; se adopta k=1/0,5 pentru caneluri triunghiulare si k=1/0,75 pentru caneluri cu profil evolventic; Dm este diametrul mediu al dispunerii

canelurilor, ( De+D i )

2 , h este inaltimea portanta a canelurii,

( De−Di )2

, z este numarul canelurilor, iar

l este lungimea de imbinare cu butucul discului condus.Verificare la forfecare:

τ f=4 β M max

Dm bzl≤ τaf

Unde b este latimea canelurii.Pentru conditii normale de functionare, lungimea butucului se adopta egala cu diametrul exterior al canelurilor arborelui, iar pentru conditii grele se ia de 1,4 × De.Efortul unitar admisibil la strivire este σ as≤ 30 MPa , iar la forfecare este τ af ≤ 15 MPa.

Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar. Arcurile elementului elastic suplimentar se considera a fi solicitate de momentul maxim permis de aderenta, redus la arborele ambreiajului:

M c=Gad φ rr

i1i0 ηt

, unde Gad este greutatea aderenta a automobilului, φ este coeficientul de aderenta, rr

este raza de rulare a rotii motoare, i1 sii0 sint rapoartele de transmitere al treptei intai si al transmisiei principale. Daca Rm este raza medie de dispunere a arcurilor si daca se considera ca toate arcurile (z)

participa in mod egal la preluarea momentului de calcul, forta de calcul este F c=M c

z Rm

.

Din conditia ca amplitudinea unghiulara pe care trebuie sa o admita elementul elastic sa se situeze in intervalul θ=± (7÷ 10 )0 se obtine pentru sageata arcului valoarea maxima: f max=Rm sinθ.Calculul arcurilor se va face in modul descris mai sus, cu urmatoarele recomandari, indicele arcului c=4 ÷ 5 , diametrul sirmei de arc d=2,5÷ 4mm , si numarul total de spire ns<6. Capetele arcurilor se sprijina pe ferestrele executate in disc si in butuc (Figura 10). Lungimea

ferestrelor se face mai mica decit lungimea libera a arcurilor cu aproximativ 15 20 %, astfel incit la montare arcurile sa se pretensioneze. Pentru dimensionarea ferestrelor se recomanda urmatoarele valori: lf =25 ÷ 27 mm , Re=40 ÷60 mm , a=1,4 ÷ 1,6 mm, inclinarea capetelor 1 ÷1,50.Taietura in butuc B=d+ λr+λm , in care d este diametrul limitatorului, d=8÷10 mm, λr si λm sint jocurile dintre limitatori si butuc, care caracterizeaza deformatia maxima a arcurilor la transmiterea

14

momentului in sensul de la roata spre motor (λr) si la transmiterea momentului de la motor la roata (λm

); λr si λm se adopta in limitele 2 ÷ 2,5 mm.

Figura 10 – Parametri constructivi ai elementului elastic suplimentar

Pirghiile de debreiere. Pirghiile de debreiere sint montate pe placa de presiune cu reazem in carcasa ambreiajului. Se verifica la solicitarea la incovoiere, sectiunea periculoasa fiind in apropierea reazemului din carcasa, Figura 11.

σ i=Fdec l

W i

=Fa max fl

e zp W i

Unde Fdec este forta de apasare a inelului rulmentului de presiune pe pirghiile de debreiere a ambreiajului; l si e – dimensiuni geometrice, vezi fig., W i este modulul de rezistenta la incovoiere in sectiunea cea mai periculoasa, z p este numarul de pirghii de debreiere, Famax este forta maxima a arcurilor la debreierea ambreiajului. σ imax ≤ 300 ÷ 400 MPa, pentru otel cu duritatea de 50-62 HRC.

15

Figura 11 – Schemă pentru calculul plăcii de presiune şi a

pârghiilor pentru debreiere

1 – ureche a pârghiei, 2 – axa de rotaţie, 3 – suportul sub formă de furcă, 4 – sistem de reglare, 5 – sistem de gresare a mecanismului de acţionare, 6 – carcasa schimbătorului de viteze, 7 – furcă pentru debreiere, 8 – manşon pentru debreiere, 9 – rulmentul de presiune;

Carcasa ambreiajului. Carcasa ambreiajului este realizata din tabla de otel de grosime 2,5 – 4 mm, prin deformare la rece. Forma si dimensiunile sint determinate de caracteristicile constructive si functionale ale ambreiajului. Trebuie avuta in vedere si ventilarea ambreiajului pentru a intensifica evacuarea caldurii din piesele care se incalzesc in perioada patinarii acestuia, Figura 8.

Sistemul de comanda al ambreiajului. Sistemului de comanda i se pretind comoditate si control usor, randament si precizie ridicate, siguranta, durabilitate si un service usor. Usurinta controlului depinde de cursa pedalei si forta necesara la pedala.Sistemele de comanda a ambreiajului pot fi mecanice sau hidraulice. Sistemul mecanic de actionare este usor de fabricat si sigur in exploatare. Oricum, cu cit scaunul soferului este mai departe de ambreiaj cu atit devine mai complex sistemul de comanda si mai putin eficient. Pe de alta parte, elasticitatea elementelor componente si jocurile din articulatii conduc la scaderea rigiditatii sistemului si la cresterea cursei libere a pedalei. Sistemul mecanic ridica probleme de etansare a podelei cu atit mai mult cu cit motorul este montat pe suporti elastici.

16

Figura 12 – Sistem de acţionare hidraulică a ambreiajului

1 – pedala de ambreiaj, 2 – cilindrul receptor, 3 – cilindrul principal

(pompa) de ambreiaj, 4 – orificiu pentru compensare, 5 – orificiu de

by-pass;

Sistemul hidraulic de comanda, Figura 12, este mai eficient si mai sigur, rezultind o cursa libera a pedalei mai mica. Aici, flexibilitatea este data de bucsele de cauciuc. Un astfel de sistem este potrivit pentru comanda la distanta, permite etansarea buna a podelei si se potriveste vehiculelor cu caroserie inclinata. Sistemul hidraulic de comanda este mai complicat de fabricat.Schemele sistemelor de comanda mecanic si hidraulic sint prezentate in Figura 13.Raportul de transmitere si cursa pedalei sint determinate cu relatiile de mai jos.Pentru actionarea mecanica:

im=( ab )( c

d )( ef )

In mod uzual im=30 ÷ 45.

Sp=S im+∆( ab )( c

d )Pentru actionarea hidraulica:

ih=( ab )( c

d )( ef )( d2

2

d12 ) ,

Sp=S ih+∆( ab )( c

d )( d22

d12 ) ,

Unde Sp este cursa totala a pedalei, S este cursa placii de presiune, iar este jocul dintre pirghiile de debreiere si rulmentul de presiune, ∆=2 ÷ 4mm .

17

Figura 13 – Scheme de calcul ale mecanismelor de acţionare a ambreiajuluia) mecanic, b) hidraulic

Cursa placii de presiune S= zδ+m , unde δ este jocul dintre suprafetele de frecare cind ambreiajul este decuplat, z este numarul suprafetelor de frecare, m este deformarea discului condus in pozitia cuplat; pentru arcul diafragma m=1 ÷ 1,5 mm , pentru discul inelastic m=0,15 ÷ 0,25 mm . pentru ambreiajul monodisc se recomanda δ=0,75 ÷ 1,0 mm , iar pentru ambreiajul dublu δ=0,5 ÷ 0,6 mm .Cursa totala a pedalei trebuie sa fie sub 150 ÷ 180 mm . Efortul la pedala la ambreiajul decuplat este:

F p=Fa max

iη , unde Famax este forta maxima de presiune pe care o exercita arcurile cind ambreiajul este

decuplat; η este randamentul transmisiei comenzii (ηm=0,7 ÷ 0,8 si ηh=0,8 ÷ 0,9).Forta la pedala nu trebuie sa depaseasca 150 N , daca exista mecanism de amplificare (servo) si 250 N fara amplificare. Daca forta necesara de decuplare a ambreiajului este mare atunci se impune un mecanism de amplificare a efortului de la pedala (servo).

Figura 14 – Sistem de acţionare mecanică cu arcuri de corecţiea) schema sistemului, b) variaţia efortului la pedală

1 – arc de corecţie, 2 – tijă, 3 – manşon, 4 – levier de comandă, 5 – axa articulaţiei pedalei

La anumite sisteme de comanda se folosesc arcuri de corectie, dar care nu actioneaza ca servoamplificatoare. La acestea efortul maxim la pedala poate fi redus cu pina la 30 % (Figura 14 b). Cind cursa pedalei este in limita cursei libere S1, arcul de asistare mareste comprimarea si forta la

18

pedala creste, aceasta corespunde liniei 0-d. La deplasarea in continuare a pedalei axa arcului trece dincolo de centrul articulatiei pedalei si forta F ajuta la reducerea efortului la pedala. Cind exista arc de asistare efortul la pedala variaza de-a lungul liniei 0-d-a-b-e , iar in absenta acestuia de-a lungul liniei 0-a-b-c.Lungimea c-e reprezinta reducerea efortului la pedala, iar lungimea 0a reprezinta deformarea arcului de presiune al mecanismului de actionare.

Figura 15 – Sistem de acţionare a ambreiajului cu servoasistare hidro-pneumatică, utilizat la autocamionul Kamaz

a) sistem hidraulic de comandă, b) servomecanismul hidro-pneumatic1, 2 – pistoane pentru decuplarea ambreiajului, respectiv pentru sistemul de urmărire, 3 – arcul membranei, 4 – supapă de refulare, 5 – supapă de admisie, 6 – orificiu de comunicare, 7 – piston acţionat de aerul comprimat, 8 – spaţiul din faţa pistonului, 9 - pedala de ambreiaj, 10 – pompa hidraulică de ambreiaj, 11 – sistem de servoasistare, 12 – furcă pentru decuplarea ambreiajului

In mod uzual servomecanismele se utilizeaza la vehiculele comerciale grele. În Figura 15 este prezentat un mecanism de actionare hidraulic cu servoamplificare pneumatica. Cind se apasa pedala 9 a ambreiajului, fluidul sub presiune din cilindrul de comanda 10 trece in spatiul cilindrului de actionare a pistonului 1 prin pasajul A. In acelasi timp fluidul sub presiune trece spre pistonul 2, care prin deplasare comprima arcul 3 al diafragmei, inchide supapa de aer 4 si deschide supapa de aer 5. Aerul comprimat intra in spatiul de deasupra pistonului 7, prin comprimarea arcului determina deplasarea pistonului 1 de decuplare a ambreiajului. O parte din aerul comprimat intra simultan in cavitatea diafragmei prin orificiul calibrat 6. Pistonul 2 este actionat pe ambele fete, pe o parte actioneaza fluidul care tinde sa deplaseze pistonul si sa deschida supapa de aer, iar pe cealalta fata arcul si presiunea aerului comprimat pe diafragma. Cu cit efortul la pedala creste, presiunea de lucru a fluidului si presiunea pe diafragma cresc. Ca rezultat, presiunea aerului in spatiul 8 de deasupra

19

pistonului 7 creste si efectul pneumo-hidraulic este activat. Dimensiunile pistoanelor diafragmei si a arcurilor sint astfel realizate incit efortul la pedala sa nu depaseasca 150 N.Defectarea sistemului pneumatic de servoasistare nu trebuie sa impiedice functionarea sistemului hidraulic de comandă a ambreiajului.

In general lucrul mecanic pentru decuplarea ambreiajului este: L=0,5 ( Fa+Fmax ) zSη

, unde

0,5 ( Fa+Fmax ) reprezinta valoarea medie a fortei elastice a arcului in procesul decuplarii ambreiajului, z este numarul de arcuri, iar S este cursa placii de presiune. Lucrul mecanic la decuplarea ambreiajului nu trebuie sa depaseasca 30 J. Aceasta valoare poate fi redusa prin diminuarea jocului dintre discuri si marirea randamentului mecanismului de actionare.In cazul transmisiilor automate conducatorul autovehiculului este scutit de acest efort intrucit automobilul are doar 2 pedale (de frina si de acceleratie).

20