Calcululşi construcţia ambreiajului

Calculul ambreiajului cuprinde determinarea dimensiunilor principale în raport cu valoarea maximă a momentului motor, în funcţie de tipul şi destinaţia automobilului şi de verificare la rezistenţă a principalelor piese componente.

Alegerea tipului constructiv:

După felul legăturii de cuplare se deosebesc:- ambreiaje mecanice, la care legătura de cuplare este reprezentată de forţele de frecare ce iau

naştere în suprafeţele frontale de contact ale părţilor conducătoare şi condusă sub acţiunea unor forţe normale de apăsare dezvoltate în sisteme mecanice rigide sau elastice;

- ambreiaje hidromecanice, la care legătura de cuplare se obţine printr-un lichid, după principiul de lucru al maşinilor hidraulice rotative;

- ambreiaje electomagnetice, la care legătura de cuplare este consecinţa unui câmp electromagnetic indus ansamblului condus de ansamblul conducător.

Ambreiajele mecanice întâlnite în construcţia de automobile sunt ambreiaje cu arcuri. Partea conducătoare, legată de arborele cotit 1 al motorului, cuprinde volantul 2, de care se montează, prin şuruburile 3,carcasa 4 a mecanismului ambreiaj. Solidar în rotaţie cu carcasa 4, având însă faţă de ceasta mobilitate relativă de translaţie, se găseşte discul de presiune 5. Pentru realizarea forţei necesare menţinerii stării cuplate a ambreiajului, între carcasa 4 şi discul de presiune 5 sunt montate precomprimat, arcurile periferice 7, respectiv arcul central diafragmă 9.

Arcurile periferice, dispuse echidistant pe periferia discului de presiune, sunt arcuri elicoidale din sârmă trasă cu caracteristică liniară. Stările de funcţionare ale ambreiajului sunt determinate prin modificarea săgeţii elastice a arcurilor. Pentru aceasta, ambreiajul este prevăzut cu pârghiile de decuplare 6.

La ambreiajul cu arc central diafragmă rolul arcurilor de presiune şi al pârghiilor de decuplare este îndeplinit de un disc subţire din oţel de formă tronconică, având o serie de braţe elastice formate

a)b)

Fig. 5.1. Schemele de organizare constructivă a ambreiajelor mecanice cu arcuri:a) ambreiaj cu arcuri periferice; b) ambreiajul cu arc central diafragmă;

37

din tăieturi. În mecanismul ambreiaj prezentat, arcul se sprijină, prin cercul bazei mari pe discul de presiune 5 şi, prin reazămul 8 din zona mediană, de carcasa 4. Situarea arcului în diferite poziţii în caracteristica elastică, corespunzătoare stărilor de funcţionare, se obţin prin modificarea înălţimii trunchiului de con la acţionarea cu o forţă deformatoare asupra cercului bazei mici.

Partea condusă este reprezentată prin ansamblul discului condus 10, montat prin caneluri pe arborele 11, care, în majoritatea cazurilor, este arborele primar al cutiei de viteze. Partea de comandă este reprezentată prin pârghia 13 şi prin manşonul de decuplare 12.

În stare normală, ambreiajul este cuplat. Starea “normal cuplată” este efectul arcurilor de presiune 7 (fig. 5.1,a), respectiv al arcului diafragmă 9 (fig. 5.1,b), care, montate precomprimat între carcasa 4 şi discul de presiune 5, în tendinţa de destindere, vor realiza strângerea discului condus între volant şi discul de presiune.

Forţele normale de apăsare dintre suprafeţele conduse şi suprafeţele conducătoare vor determina apariţia forţelor de frecare, fiecare suprafaţă de frecare reprezentând o cale de legătură dintre părţile condusă şi conducătoare. Forţele de frecare astfel generate, reduse în raport cu axa de rotaţie, dau naştere momentului capabil al ambreiajului.

Decuplarea ambreiajului se obţine când în partea de comandă se dezvoltă o forţă de decuplare Fd, sub acţiunea căruia manşonul de decuplare 12, deplasat axial spre stânga, va rotii pârghiile de decuplare a forţelor elastice ale arcului diafragmă 9, în sens orar. Simultan cu preluarea de către pârghiile de decuplare a forţelor elastice ale arcurilor, prin comprimarea suplimentară a arcurilor, discul de presiune 5 este deplasat axial spre stânga, până când se desface contactul cu frecare dintre părţile conducătoare şi condusă. Se obţine starea de debreiere (decuplarea motorului de transmisie). Ambreierea după debreiere ( recuplarea motorului de transmisie ) se obţine prin anularea forţei de decuplare Fd din partea de acţionare, când, prin destinderea arcurilor în starea anterioară decuplării, se realizează contactul cu frecare dintre partea conducătoare şi partea condusă.

La ambreiajele cu arc central diafragmă, în funcţie de sensul de acţionare al forţei de decuplare, se disting două tipuri: ambreiajul cu arc diafragmă decuplabil prin comprimare, numit şi ambreiaj de tip apăsat şi ambreiajul cu arc diafragmă decuplabil prin tracţiune, numit şi ambreiaj de tip tras.

Se adoptă soluţia de ambreiaj mecanic, monodisc, uscat, cu arc central comprimat tip diafragmă, apăsat.

5.2. Alegerea valorilor pentru principalii parametri constructivi şi de funcţionare :

Parametrii principali care caracterizează construcţia ambreiajului se referă la coeficientul de

siguranţă (β ), presiunea specifică ( p0 ), lucrul mecanic specific de patinare (l ) şi creşterea de temperatură (Δt ) în ambreiaj la pornirea din loc a automobilului.

a) Coeficientul de siguranţă al ambreiajului (β ). În timpul funcţionării ambreiajelor, ca urmare a frecărilor normale din fazele de cuplare decuplare ale ambreiajului, suprafeţele de frecare ale discului conduse sunt supuse uzurii. Faţă de construcţia mecanismului ambreiaj şi modul de generare a forţelor de cuplare, uzarea garniturilor de frecare determină o detensionare a arcurilor şi deci o modificare a forţei de apăsare. Pentru ca ambreiajul să fie capabil să transmită momentul maxim al motorului şi în cazul în care garniturile de frecare sunt uzate, la dimensionarea ambreiajului se adoptă momentul capabil al ambreiajului mai mare decât momentul maxim al motorului.

În calculele de predimensionare acest lucru este luat în considerare prin coeficientul de siguranţă al ambreiajului, notat β şi definit ca valoare a raportului dintre mpmentul de calcul a

38

ambreiajului şi momentul maxim al motorului: β=

M a

M M>1

, de unde se obţine valoarea momentului necesar al ambreiajului:

M a=β⋅M M Pentru valorile coeficientului de siguranţă al ambreiajului, în concordanţă cu valorile întâlnite

la automobile similare, se recomandă β=1,4…1,7 pentru autoturisme cu capacitate normală de trecere, β=2,0…2,5 pentru autoturisme cu capacitate mărită de trecere; β=3,0…4,0 pentru autoturisme de competiţii sportive. Valorile spre limita superioară se recomandă în cazul ambreiajelor cu arcuri elicoidale la care reducerea forţei elastice este direct proporţională cu uzura garniturilor, iar valorile spre limita inferioară se recomandă în cazul arcurilor centrale diafragmă, la care forţa capabilă a arcurilor este puţin influenţată de modificarea săgeţii de precomprimare a arcului în limita uzurilor normale.

Se adoptă β=1,5 . Rezultă:M a=β⋅M M =1,5⋅123 , 45=185 ,18 N*m

.

b) Presiunea specifică ( p0 ). Presiunea specifică reprezintă raportul dintre forţa arcurilor de presiune şi mărimea suprafeţei de frecare a ambreiajului:

p0=FA

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

admite în următoarele limite: p0=0,2…0,5 MPa în cazul garniturilor din răşini sintetice impregnate

cu fibre de kevlar sau fibre de sticlă şi p0=1,5…2,0 MPa pentru cele metaloceramice.

Se adoptă p0=0,5 MPa .

c) Creşterea temperaturii pieselor ambreiajului (Δt ). La un parcurs urban de 10 Km, frecvenţa cuplărilor – decuplărilor ambreiajului este de circa

100…300 ori. Se ştie că în procesul cuplării şi decuplării ambreiajului, o parte din lucrul mecanic al motorului se transformă, prin patinare, în căldură, ridicând temperatura pieselor metalice ale ambreiajului, din care cauză garniturile de frecare funcţionează la temperaturi ridicate. Având în vedere că lucrul mecanic de patinare este mai mare la pornirea din loc a automobilului decât la schimbarea treptelor de viteză, în calcule se consideră situaţia cea mai dezavantajoasă, cea a pornirii din loc. Verificarea la încălzire se face pentru discurile de presiune, aflate în contact direct cu planul de alunecare, cu relaţia:

Δt = α⋅Lc⋅mp ,

unde: Δt este creşterea de temperatură; L – lucrul mecanic de patinare; α=0,5 - coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic preluat de discul de presiune al

ambreiajului; mp - masa pieselor ce se încălzesc; c=500 J / kg⋅∘ C este căldura specifică a pieselor din fontă şi oţel.Ambreiajul se consideră bun din punct de vedere al încălzirii dacă creşterea de temperatură la

pornirea din loc este între limitele Δt=8…15 ∘ C .Se adoptă Δt=15∘ C

.5.3. Dimensionarea suprafeţelor de frecare ale ambreiajului:

39

Garniturile de frecare sunt componente ale discului condus prin intermediul cărora se stabileşte, prin forţe de frecare, legătura de cuplare a ambreiajului. Drept urmare suprafeţele de frecare ale ambreiajului reprezintă căile de legătură dintre părţile conducătoare ale ambreiajului. În aceste condiţii momentul capabil al ambreiajului este momentul forţelor de frecare, dat de relaţia:

M acap=iF μRe+Ri

2 , unde: i=2n este numărul suprafeţelor de frecare;

n – numărul discurilor conduse ale ambreiajului; Re (i ) - razele exterioară, respectiv, interioară ale suprafeţelor inelare de frecare; μ - coeficientul de frecare dintre suprafeţele discurilor; F – forţa normală de apăsare.

Pentru forţa normală de apăsare, F=p0 A , unde A=π ( Re2−R i

2) este aria unei garnituri de frecare, momentul capabil al ambreiajului este:

M acap=ip0 μπRe+Ri

2 (Re2−Ri

2 )

Ambreiajul se consideră corect dimensionat dacă momentul capabil este egal cu momentul

necesar, M a=M acap , de unde rezultă:

Re=3√ 2 βM M

μiπp0 (1−c2) (1+c ) ; Ri=Re c ,

unde c=R i/Re=0 ,53…0 ,75 .Referitor la coeficientul c, care influenţează uniformitatea de uzare radială a garniturilor, se

fac următoarele precizări: valorile spre limita inferioară ale coeficientului c arată că există o diferenţă mare între razele suprafeţelor de frecare, deci lăţime mare, ceea ce are ca consecinţă o uzarea neuniformă a garniturilor de frecare datorită diferenţei mari dintre vitezele de alunecare. În scopul utilizării uniforme, mai ales cazul automobilelor echipate cu motoare rapide, se recomandă folosirea de valori ale coeficientului c spre limita superioară. Se adoptă c=0,55 şi μ=0,3 . Rezultă:

Re=3√ 2 βM M

μiπp0 (1−c2) (1+c )=3√ 2⋅1,5⋅123 , 45⋅1000

0,3⋅2⋅π⋅0,5 (1−0 , 552 ) (1+0 ,55 )=71 , 37 mm

şiRi=Re⋅c=71 ,37⋅0 ,55=39 ,25 mm .

Garniturile de frecare sunt piese de uzură ale ambreiajului, piese care de-a lungul duratei de utilizare sunt de mai multe ori înlocuite. Posibilitatea de înlocuire trebuie să ofere interschimbabilitatea pieselor motiv pentru care garniturile sunt realizate într-o gamă tipodimensională limitată.

Conform STAS 7793-83 şi calculelor de mai sus, pentru garniturile de frecare, rezultă dimensiunile:

- diametrul exterior: De=150 mm ;

- diametrul interior: Di=100 mm ;- grosimea garniturii: g=2,5.

Raza medie a garniturilor de frecare este:

Rmed=Re+Ri

2=75+50

2=62 ,5 mm

Aria suprafeţei de frecare este:

A= π ⋅( Re2 −Ri

2 ) =π ⋅(752 −502) =9817 mm 2̂=98cm 2̂

40

5.4. Calculul părţii conducătoare

Calculul părţii conducătoare cuprinde calculul discului de presiune, calculul arcului diafragmă şi al elementelor de fixare ale discului de presiune de carcasa ambreiajului.

Calculul discului de presiune.

Funcţional, discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forţei arcurilor de suprafaţa de frecare, componentă a părţii conducătoare pentru transmiterea momentului, suport pentru arcuri şi eventualele pârghii de debreiere şi masă metalică pentru preluarea căldurii rezultate în procesul patinării ambreiajului. Faţă de aceste funcţii, predimensionarea lui se face din condiţia preluării căldurii revenite în timpul patinării fără încălziri periculoase.

Asimilăm discul condus cu un corp cilindric cu dimensiunile bazei:

- raza exterioară: red=Re+3,5=75+3,5=78 , 5 mm ;

- raza interioară: rid=R i−3=50−3=47 mm .Înălţimea necesară discului este:

hd=Lα

c πρ Δt (red2 −rid

2 ) Lucrul mecanic de patinare este dat de relaţia:

L=lA=1,1⋅9817=10799 J .Masa discului de presiune este dată de relaţia:

md=LαcΔt

=10799⋅0,5500⋅15

=0 ,71 kg.

Rezultă: hd=

md

πρ (r ed2 −rid

2 )= 0 ,71

π⋅7800⋅10−9 (78 ,52−472 )=7 , 32≈8 mm

.Grosimea determinată reprezintă valoarea minimă; faţa exterioară a discului este profilată în

vederea creşterii rigidităţii, a generării unui curent intens de aer pentru răcire şi pentru a permite legăturile cu elementele de care se cuplează.

Calculul arcului diafragmă

Elementele geometrice ale arcului sunt prezentate în fig. 5.8Se consideră că arcul diafragmă

reprezintă două elemente funcţionale reunite într-o singură piesă: partea tronconică plină, care este de fapt un arc disc cu rolul de arc de presiune, şi lamelele, care sunt de fapt pârghii încastrate în pânza arcului disc cu rolul de pârghii de debreiere.

Fig.5.8 Construcţia arcului diafragmă

41

Menţinerea stării cuplate a ambreiajului la limita momentului necesar al ambreiajului proiectat este posibilă când pe suprafaţa de frecare se dezvoltă forţa normală:

F=β⋅MM

i⋅μ⋅Rmed=1,5⋅123 , 45⋅1000

2⋅0,3⋅62 ,5=4938 N

La ambreiajele cu arc central diafragmă forţa dată de relaţia de mai sus trebuie să fie dezvoltată de arc în stare cuplată a ambreiajului. Elementele geometrice ale unui arc diafragmă sunt prezentate în figura 5.8.

Forţele care solicită arcul diafragmă în cele două situaţii de rezemare care apar în timpul funcţionării ambreiajului sunt prezentate în figura 6.9.a, pentru situaţia ambreiat, şi în figura 6.9.b, pentru situaţia debreiat. Se consideră că arcul diafragmă prezintă două elemente funcţionale reunite într-o singură piesă: partea tronconică plină, care este de fapt un arc disc cu rolul de arc de presiune, şi lamele, care sunt de fapt pârghii încastrate în pânza arcului disc cu rolul de pârghii de debreiere.

Modelul constructiv din figura 6.10 îndeplineşte în ambreiaj acelaşi rol funcţional ca şi arcul diafragmă utilizând principiul suprapunerii efectelor produse în cele două elemente componente ale sale: arcul disc şi pârghiile de debreiere.

Pentru calcule se folosesc următoarele notaţii:- d1, d2, d3, s, H, h : dimensiunile arcului diafragmă;- 1, 2, 3, 4 : poziţia reazemelor;

- z : numărul de braţe;- : unghiul sectorului care revine unui braţ (=3600/z);- F : forţa de ambreiere;- Q : forţa de debreiere;- F1, Q1: forţele de ambreiere şi debreiere ce revin unui sector al modelului (F1=F/z, Q1=Q/z)

Pentru simplificare se consideră pârghiile rigide şi sistemul deformat până în poziţia în care arcul disc este aplatizat.

Forţele F şi Q determină în arcul disc momentul radial M1 şi forţa tăietoare T1 şi în pârghii momentul de încovoiere M2 şi forţa tăietoare T2.

În figura 6.11 s-au trasat diagramele de momente şi forţe tăietoare din arcul disc şi din pârghiile modelului constructiv, precum şi diagramele de momente şi forţe tăietoare din arcul diafragmă obţinute prin suprapunerea efectelor din elementele componente.

Se obţin următoarele solicitări maxime:

Fig.5.9. Forţele care acţionează asupra ambreiajului

Fig.5.10. Modelul constructiv al arcului diafragmă

42

M 1=F2

⋅(d1−d2)

M 2=Q2

⋅(d1−d2 )=F2

⋅(d2−d1)T 1=FT 2=Q

Fig.5.11. Diagrama de forţe tăietoare şi momente încovoietoare în arcul disc şi pârghii

Forţa F (respectiv M1, T1) determină în secţiunile arcului disc eforturile unitare axiale t şi r

şi eforturile de forfecare . Deoarece eforturile unitare r şi sunt neglijabile în comparaţie cu eforturile tangenţiale t, calculul de rezistenţă al arcului se face pentru eforturile tmax folosind relaţia:

σ t max=4⋅E⋅f

( 1−μ2 )⋅k1⋅d12 [k1(h− f

2 )+k3⋅s ]unde:- E : modulul de elasticitate al materialului;- : coeficientul lui Poisson;- f : deformaţia arcului în dreptul diametrului d2;- S : grosimea discului;- k1, k2, k3 : coeficienţi.

k1=1π⋅

(1−d2

d1)2

d1+d2

d1−d2− 2

lnd1

d2 ;

k 2=6

π⋅lnd1

d2

⋅(d1

d2−1

lnd1

d2

−1) ;

k 3=3

π⋅lnd1

d2

⋅( d1

d2−1)

43

Experimental s-a constatat că, în timpul deformării, generatoarele arcului disc rămân practic rectilinii, iar lamelele de debreiere se încovoaie între circumferinţele d2 şi d3 comportându-se ca nişte pârghii încastrate în arcul disc de aceea deformaţiile în timpul debreierii se vor determina în două etape: în prima etapă se calculează deformaţia care provine din deformaţia arcului disc în ipoteza că braţele sunt rigide, iar în a doua etapă se însumează deformaţia suplimentară de încovoiere a braţelor.

Deformaţia arcului disc încărcat cu sarcină uniform distribuită pe circumferinţele de diametre d1 şi d2 se face cu relaţia:

F= 4⋅E⋅s⋅f(1−μ2 )⋅k1⋅d1

2 [ (h−f )⋅(h− f2 )+s2]

care reprezintă caracteristica de elasticitate arcului disc în timpul cuplării.Pentru calculul deformaţiilor în timpul debreierii se foloseşte modelul din figura VI.12, unde:

- q=q1+q2 cu

- q1= f⋅

d2−d3

d1−d2 -

q2=Ψ⋅Q⋅(d2−d3 )24⋅z⋅E⋅I

unde:

- I=b⋅s3

12 : momentul de inerţie al secţiunii lamelei;- b : baza mare a lamelei;- b1 : baza mică a lamelei;- : coeficient de formă al lamelei.

Pentru forţa Q, din condiţia de echilibru a forţelor (fig. 5.9.), se obţine:

Q=F⋅d1−d2

d2−d3=4115

NPentru a trasarea caracteristicii elastice a arcului diafragmă se procedează astfel:

- se verifică efortul tangenţial maxim când discul este aplatizat (f=h) şi se compară cu σ ad=20 MPa ;- se calculează cu mărimile din tabelul 6.1. pentru diferite valori ale săgeţii cuprinse între f=0 şi f=1,2 h;- se trasează graficele F(f); Q(q1) şi Q(q), figura 6.13 şi figura 6.14;- se stabilesc poziţiile A şi B de funcţionare pe diagrama forţei la platou F(f);- se stabilesc poziţiile a şi b pa diagrama forţei la manşonul de decuplare.

Pe diagrama forţei la discul de presiune F=F(t) se stabileşte punctul A, când ambreiajul este cuplat şi discul condus are grosime maximă, punctul B, care corespunde poziţiei de cuplat pentru o cursă de retragere adoptată AB, când se consideră că decuplarea este completă. Se stabilesc punctele a şi b pe diagrama forţei de ambreiere Q=f(q). Punctul a corespunde poziţiei A din curba forţei la discul de presiune, iar punctul b reprezintă poziţia corespunzătoare punctului B de pe aceeaşi curbă. Se trasează dreapta ma, care reprezintă cursa datorată elasticităţii lamelelor.

Se determină cursa la rulmentul de presiune mb în funcţie de cursa de retragere adoptată AB.

Fig.5.12. Stările de tensiune din arcul idafragmă

44

Se repetă şi pentru poziţia cea mai favorabilă din punct de vedere al forţei şi rezultă forţa maximă necesară la rulmentul de presiune.

Prin aceeaşi metodă grafoanalitică rezultă cursa la manşonul de decuplare mbmin şi forţa la manşonul de decuplare Qmin.

Tabelul 6.1. Dimensiunile geometrice ale arcului diafragmă

Calculul elementelor de ghidare

Legăturile permanente ale discului de presiune sunt cu carcasa ambreiajului, de la care primeşte momentul de torsiune al motorului. Această legătură trebuie să asigure, în afara rigidizării în rotaţie a pieselor, şi mobilităţi relative axiale necesare cuplării, decuplării şi compensării uzurii garniturilor

La legătura prin bride, calculul cuprinde calculul niturilor de fixare a bridelor elastice de carcasă şi respectiv de discul de presiune cu relaţiile:

- pentru strivire:σ=

M a

z⋅R⋅ 1

d⋅g=

β⋅M M

z⋅d⋅g⋅R=1,5⋅123 , 45⋅1000

3⋅5⋅3⋅76 , 25=53 , 96 MPa

- pentru forfecare:τ f=

4⋅M a

z⋅π⋅d4⋅R=

4⋅β⋅M M

z⋅π⋅d4⋅R= 4⋅1,5⋅123 , 45⋅1000

3⋅π⋅54⋅76 ,25=1 , 65 MPa

unde:- d=5 mm : diametrul nitului;- g=3 mm : grosimea bridei;- z=3 : numărul de bride;- Rmed=76,25 mm : raza medie de dispunere a bridelor.

5.5. Calculul părţii conduse:

Calculul părţii conduse cuprinde calculul arborelui condus, calculul legăturii dintre arborele ambreiajului şi butucul discului condus şi calculul arcurilor elementului elastic suplimentar.

a) Calculul arborelui ambreiajului. Dimensionarea arborelui ambreiajului se face din condiţia de rezistenţă la solicitarea de torsiune determinată de acţiunea momentului motor, diametrul de predimensionare fiind dat de relaţia:

Di=3√ β⋅M M

0,2⋅τat=3√ 1,5⋅123 , 45⋅1000

0,2⋅130=21 .94 mm

unde: at = 130 N/mm2 - efortul unitar admisibil pentru solicitarea de torsiune.

Valoarea definitivă a diametrului se determină în funcţie de dimensiunile standardizate ale arborilor canelaţi, diametrul Di determinat, reprezintă diametrul de fund necesar canelurilor adoptate.

Adopt conform STAS 7346-85 arbore canelat cu caneluri dreptunghiulare clasa mijlocie, cu dimensiunile:

Diametrul nominal D

Dd pd z Arbore Butucde di b r1 De Di g r2

24 22 2,03 34 23,9 21,61 600 0,25 23.76 20.8 49024’42 ‘’

0,15

Nume Simbol

Unitate de măsură Dimensiunea

Diametrul exterior al diafragmei d1 [mm] 150Diametrul de sprijin d2 [mm] 100Diametrul mansonului de presiune d3 [mm] 40Numărul de tăieturi ale diafragmei z [-] 18Lăţimea tăieturii dintre lamele c [mm] 3Grosimea arcului diagragmă s [mm] 2,5Săgeata la plat h [mm] 5,25

45

Calculul îmbinării dintre arbore şi butuc se face pentru strivire pe flancurile canelurilor cu relaţia:

σ s=k⋅2⋅β⋅M max

Dd⋅h⋅z⋅L=2⋅2⋅1,5⋅123 , 45⋅1000

22⋅1,5⋅34⋅25=26 ,4

unde:- k=2 : coeficient de repartizare a sarcini pe caneluri;

- Dd=

De+Di

2=23 .76+20 . 8

2=22.28 mm

Dd : diametrul mediu al canelurilor;

- h=

D e−Di

2=23 , 76−20 , 8

2=2 . 96 mm

h : înălţimea portantă a canelurii;- z=34 : numărul de caneluri;- L=25 mm : lungimea de îmbinare cu butucul discului condus.

c) Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar. Pentru calculul arcurilor ce formează elementul elastic suplimentar, momentul limită care le solicită şi care limitează rigiditatea lor minimă se consideră a fi momentul capabil atingerii limitei de aderenţă la roţile motoare ale automobilului dat de relaţia:

M c=Gad⋅ϕ⋅r d

icv 1⋅i0=15500⋅0 ,75⋅0 , 268

3 , 993⋅3 ,969=196 ,68 Nm

unde: Gad - greutatea aderentă;

rd - raza dinamică a roţilor; j = 0,75 - coeficientul de aderenţă; icv1 - raportul de transmitere în prima treaptă din cutia de viteză;i0 - raportul de transmitere al punţii motoare.Dacă Rmed este raza medie de dispunere arcurilor şi dacă se consideră că toate arcurile

participă în mod egal la preluarea momentului de calcul, forţa de calcul este:

Fc=M c

z⋅Rmed=196 ,68

8⋅0 , 06=409 ,5 N

Din condiţia ca amplitudinea unghiulară pe acre trebuie să o admită elementul elastic să se

situez în intervalul q = ± (7…10)0 se obţine pentru săgeata arcului valoarea maximă:f max=Rmed⋅sin θ=62 , 5⋅sin 8=8 , 69 mm

Diametrul nominal D

Dd pd z Arbore Butucde di b r1 De Di g r2

24 22 2,03 34 23,9 21,61 600 0,25 23.76 20.8 49024’42 ‘’

0,15

46