CALCULUL TRANSMISIEI UNUI TRACTOR UNIVERSAL PE RO?I

UNIVERSITATEA TRANSILVANIA DIN BRASOV FACULATATEA DE INGINERIE MECANICA CATEDRA AUTOVEHICULE ŞI MOTOARE

- PROIECT-

Disciplina: AUTOVEHICULE SPECIALE ŞI TRACTOARE

Tema: CALCULUL TRANSMISIEI UNUI TRACTOR UNIVERSAL PE ROŢI

Îndrumător: Prof. dr. ing. Mircea Năstăsoiu

Student: Mîrzea Vasile Grupa 1562

-1-

-2-

Cuprins: I.

DEFINIREA TEMEI ..................................................................................................... 5

II.

SCHEMA CINEMATICĂ A TRANSMISIEI ................................................................... 5

III.

CALCULUL DE TRACŢIUNE ......................................................................................7

IV.

STUDIU ASUPRA AMBREIAJULUI DUBLU .............................................................11

V.

REGIMUL DE CALCUL (LA SOLICITĂRI STATICE) PENTRU ELEMENTELE

PRINCIPALE ALE AMBREIAJULUI DUBLU ...................................................................... 16 1.

Determinarea dimensiunilor suprafeţei de frecare (Re, Ri) ................................... 17

2.

Determinarea forţei de apăsare a arcului..............................................................18

3.

Determinarea lucrului mecanic, total şi specific, de patinare; ...............................18

4.

Algoritm de calcul pentru arborele ambreiajului ....................................................18

VI. 1.

Anexe: .......................................................................................................................21 Program pentru caracteristica teoretica de tracțiune a tractoarelor pe roti 4x4 ..... 21

VII. BIBLIOGRAFIE ......................................................................................................... 21

-3-

-4-

I. DEFINIREA TEMEI Pentru un tractor universal pe roţi 4×4, având următoarele caracteristici: a) motor cu aprindere prin comprimare cu Pn =68 kW; nn =2100 min-1; b) numărul treptelor de viteze: 15+3; c) priză de putere: independentă. și sincronizată, se cere: 1) schema cinematică a transmisiei; 2) calculul de tracţiune; 3) studiu asupra ambreiajului dublu; 4) regimul de calcul (la solicitări statice) pentru elementele principale ale ambreiajului dublu: -

determinarea dimensiunilor suprafeţei de frecare (Re, Ri);

-

determinarea forţei de apăsare a arcului;

-

determinarea lucrului mecanic, total şi specific, de patinare;

-

algoritm de calcul pentru arborele ambreiajului

II. SCHEMA CINEMATICĂ A TRANSMISIEI Schema cinematică a tractorului universal pe roţi 4x4 este prezentată în figura 1.

Semnificaţia elementelor componente este următoarea: 1.

Ambreiaj dublu cu decuplare în paralel (a-ambreiaj principal, b-ambreiajul prizei de putere);

2.

Cutie de viteze compusă;

3.

Frână disc de parcare;

4.

Angrenajul prizei de putere sincrone;

5.

Transmisie centrală;

6.

Diferenţial cu blocare facultativă;

7.

Frână disc de serviciu;

8.

Transmisie finală planetară;

9.

Reductorul prizei de putere cu două turaţii;

10.

Reductorul lateral pentru cuplarea facultativă a punţii din faţă;

11.

Arbore pentru antrenarea punţii faţă;

12.

Transmisie centrală;

13.

Diferenţialul punţii faţă;

14.

Cuplaj unghiular sincron;

15.

Transmisie finală;

16.

Reductor planetar cu trei trepte

PP. Priză de putere -5-

Figura 1- Schema cinematică a transmisiei -6-

III. CALCULUL DE TRACŢIUNE 1. Determinarea vitezelor tractorului 1.1. Calculul raţiei progresiei geometrice Se adoptă gama de viteze 2…35 km/h. Se foloseşte metoda raţiei qi constante pentru n = 15.

Prin urmare vmin= 2 km/h vmax= 35 km/h

q  n-1

v1 v 2 1  n -1 min  15-1  0,8151, r   1,2268. vn v max 35 q

1.2. Calculul vitezelor teoretice intermediare Structura vitezelor pentru o cutie de viteze compusă cu 15 trepte, qr = const. este arătată în Tabelul nr. 1 Tabelul nr. 1 Numărul treptei de viteză şi valoarea vitezei Viteza

km/h

2

v1

Gama de viteze

1

I

x

3

4

5

6

7

8

9

10

11

12

13

14

15

10 11 12 13 14 v 1r v1r2 v 1r3 v1r4 v1r5 v1r6 v 1r7 v1r8 v1r9 v1r v1r v 1r v 1r v1r

x

x

x

Raţia v i+1/v i

x

II

x

x

x

x

x

III

r x

x

x

x

x

În mod concret pentru cazul de faţă avem viteze indicate în tabelul nr. 2 Tabelul nr. 2 Numărul treptei de viteză şi valoarea vitezei

6,820

8,367

10,264

12,593

15,449

18,954

23,254

28,529

35,000

1,894

2,324

2,851

3,498

4,292

5,265

6,459

7,925

9,722

15

5,559

14

1,544

13

4,531

12

1,259

11

3,693

10

1,026

9

3,010

8

0,836

7

2,454

6

0,682

5

2,000

4

0,556

3

km/h

2

m/s Gama de viteze

Viteza

1

I

x

x

x

x

x x

x

x

x

x x

x

x

x

x

II III

-7-

Raportul a două viteze consecutive în fiecare gamă: r = 1/q = 1,2268.

Raportul dintre game: iI / iII = r5 = 2,024; iII / iIII = r5 = 1,527; 1.3. Alegerea vitezei principale teoretice de lucru Se recomandă ca această viteză să se afle în intervalul 8…9 km/h. Din tabelul 2 se alege viteza din treapta a 8-a: v tn = v 8 = 8,367 km/h = 2,324 m/s 2. Determinarea forţei de tracţiune la treapta principală de lucru 2.1. Calculul preliminar al randamentului de tracţiune la treapta principală de lucru Se foloseşte relaţia:

tn 

tr 1 n  1 f (mtn )



(1)

Pentru mărimile din această relaţie se recomandă valorile:

tr

=

0,91…0,93 – randamentul transmisiei;

f

=

0,08…0,1 – coeficientul de rezistenţă la rulare, pe mirişte;

tn

=

0,4…0,45 – forţa de tracţiune specifică la treapta principală de lucru.

Pentru forţe de tracţiune mici şi medii, pe soluri compacte, variaţia patinării este cvasiliniară, aşa încât patinarea, în acest caz, poate fi determinată cu relaţia:

 f  n  mm  m tn  . m   în care: m - este coeficientul unghiular al dreptei (pentru mirişte m = 0,18…0,22);

m -

coeficient care ia în considerare ponderea greutăţii aderente a

tractorului (pentru tractoare pe roţii 4×4 m = 1).

Calculând patinarea cu relaţia simplificată de mai sus, eroarea de calcul asupra randamentului de tracţiune (pentru condiţiile menţionate) este sub 1%. În cadrul acestei aplicaţii s-au adoptat valorile: tr

= 0,92; f = 0,085; tn = 0,42;

m = 0,2; n = 0,2(0,42 +0,085) = 0,101. Randamentul de tracţiune va fi: ηtn =

0,92(1-0,101) =0,688 0,085 1+ 0,42 .

-8-

2.2. Calculul forţei de tracţiune Ftn Calculul forţei de tracţiune Ftn la treapta principală de lucru se face din relaţia de definiţie a randamentului de tracţiune al tractorului: raportul dintre puterea utilă (puterea de tracţiune) şi puterea consumată (puterea motorului la regimul nominal), adică

tn 

Ftn vtn 1   n  , Pn

Ftn 

Pntn  vtn 1   n 

de unde (2)

În această aplicaţie Ftn 

68  0,688  103 2,373 (1-0,101)

 22391N  22,391kN.

3. Calculul greutăţii tractorului 3.1. Calculul greutăţii constructive Greutatea constructivă Gc se calculează în funcţie de greutatea specifică constructivă gc cu relaţia:

Gc =gcPn , iar greutatea specifică constructivă se determină cu relaţia empirică:

gc =

Cr 3

Pn

=

2000 3

68

=489,993 N/kW,

unde Cr = 2000…2200 N/(kW)2/3 este un coeficient de regresie (caracterizează nivelul tehnic al producţiei de tractoare); s-a adoptat Cr = 2000. Prin urmare, Gc = 489,99368 = 33319 N = 33,319 kN. 3.2. Calculul greutăţii de exploatare Greutatea de exploatare G se calculează, din condiţia de aderenţă, cu relaţia: G

Ftn  j tnm

Pentru forţa de tracţiune specifică se recomandă valorile tn = 0,4…0,45. S-au adoptat valorile tn = 0,42; m = 1(tractor 4×4). Aşadar,

G

22,391  52,072 kN. 0,42

-9-

4. Determinarea forţei de tracţiune la celelalte trepte Cunoscând forţa de tracţiune la treapta principală de lucru şi, de asemenea, toate vitezele teoretice, din condiţia egalităţii puterii la roţile motoare se determină celelalte forţe de tracţiune:

Ftn  fGv tn  Ftk  fGv tk  A  const ., de unde

Ftk 

A - fG. v tk

(3)

unde A = (22391+0,08552074)2,324 = 62327 W. Forţa motoare la treapta de viteză corespunzătoare va fi:

Fmk  Ftk  fG.

(4)

Valorile forţelor de tracţiune şi motoare, pentru toate treptele de viteză, sunt date în tabelul nr. 3.

Tabelul nr. 3 Treapta de viteză

7.412

5.223

3.439

1.984

11.838

9.649

7.865

6.411

15

10.097

14

14.523

13

13.391

12

17.818

11

17.433

28.475 32.902

10

21.860

35.939 40.365

9

22.392

45.095 49.522

8

26.818

56.329 60.755

7

70.111

6

74.537

kN

5

87.019

Fmk

4

91.445

kN

3

107.762

Ftk

2

112.189

1

- 10 -

IV. STUDIU ASUPRA AMBREIAJULUI DUBLU Este subansamblul plasat între motor şi transmisie cu rolul de a separa cinematic cele două elemente dar şi de a compensa principalele dezavantaje ale motorului cu ardere internă: -

nu poate fi pornit sub sarcină,

-

nu se poate inversa sensul de rotaţie,

-

mişcarea neuniformă a arborelui cotit,

-

existenţa unei zone de instabilitate a funcţionării motorului.

1. Rolul ambreiajului -

asigură decuplarea rapidă şi completă a transmisiei de motor la oprirea autovehiculului sau la schimbarea treptelor de viteză,

-

asigură demararea în condiţii optime asigurând o creştere progresivă a solicitărilor în transmisie,

-

limitarea vibraţiilor torsionale ale motorului sau ale transmisiei,

-

şi rol de cuplaj de siguranţă.

2. Cerinţe impuse ambreiajului -

să decupleze complet şi rapid motorul de transmisie pentru a permite schimbarea

treptelor

de viteză

şi

pentru

a

evita

uzura

prematură

a

garniturilor de fricţiune, -

cuplarea lină şi progresivă pentru a asigura creşterea treptată a momentului motor pe care-l transmite mai departe,

-

transmiterea momentului motor în totalitate în orice condiţii (normale) de exploatare,

-

să fie capabil să preia în totalitate căldura produsă în urma cuplărilor şi decuplărilor succesive şi să o evacueze fără probleme,

-

să protejeze motorul şi transmisia prin patinarea organelor sale, în toate regimurile în care apar suprasarcini,

-

partea condusă a ambreiajului să aibă moment de inerţie cât mai mic,

-

forţele axiale normale pe suprafaţa de frecare să se echilibreze reciproc,

-

rezistenţa mare la uzură,

-

să-şi păstreze parametri funcţionali în orice regim de funcţionare.

3. Construcţia ambreiajului mecanic cu fricţiune a. Părţi componente 1) partea conducătoare, este constituită din totalitatea elementelor ambreiajului aflate în legătură permanentă cu arborele cotit şi în acelaşi regim de mişcare cu acesta.

-

volant,

-

mecanism de ambreiaj.

- 11 -

2) partea condusă, este constituită din totalitatea elementelor ambreiajului legate de arborele primar al cutiei de viteze şi aflat în legătură permanentă cu acesta.

-

discul de ambreiaj (disc de fricţiune),

-

arborele ambreiajului (de regulă e arborele primar al cutiei de viteze).

3) sistemul de acţionare, compus din elementele exterioare ambreiajului: -

manşonul de cuplare,

-

furca de acţionare,

-

dispozitiv de comandă.

4) carterul ambreiajului, b. Schema constructivă Ambreiajele mecanice cu fricţiune, care fac obiectul lucrării de faţă, au următoarea schemă constructivă (figura 2): 1)

Arbore cotit al motorului,

2)

Lagăr pentru axul ambreiajului,

3)

Axul ambreiajului (de regulă arborele primar al cutiei de viteze),

4)

Volant,

5)

Discul de fricţiune,

6)

Placa de presiune,

7)

Arc de presiune,

8)

Manşon de decuplare (rulment de presiune),

9)

Sistem de debreiere,

10) Pârghia de debreiere, 11) Tijă de acţionare, 12) Carcasa ambreiajului, 13) Carterul ambreiajului.

Figura nr. 2: Schema ambreiajului mecanic de fricţiune

- 12 -

c. Funcţionarea ambreiajului Volantul (4) este legat de arborele cotit. Elementele 4, 12, 11, 10, 7 şi 6 constituie partea conducătoare a ambreiajului. Toate în afară de 4 fac parte din mecanismul ambreiajului.

Elementele 5 şi 3 constituie partea condusă. În momentul călcării pedalei de ambreiaj, prin mecanismul de acţionare rulmentul este obligat să apese pe capătul pârghiei 10 (care de obicei sunt cel puţin trei la număr), care face o basculare şi trage spre dreapta placa de presiune, comprimând arcurile şi eliberând în felul acesta discul ambreiajului (discul de fricţiune). La eliberarea pedalei sistemul revine la poziţia iniţială, adică se cuplează motorul de arborele ambreiajului.

Asta e determinată de arcurile de presiune sau de arcul diafragmă, care apasă asupra plăcii de presiune care va strânge discul condus pe suprafaţa de frecare a volantului.

Volantul are ca rol principal reducerea gradului de neuniformitate a vitezei unghiulare a arborelui cotit al motorului şi asigură fixarea pe partea lui exterioară a unei coroane dinţate necesară dispozitivului de pornire şi, mai nou, a unei alte coroane dinţate necesare traductorului de turaţie pentru sistemul de aprindere, de alimentare, sau diagnosticare.

Ambreiajul din figura 2 este permanent cuplat, acesta decuplâdu-se doar la comanda tractoristului, arcurile 7 readucând ambreiajul în stare cuplată prin eliberarea pedalei.

Schema unui ambreiaj facultativ cuplat este dată în figura nr. 3

Figura nr. 3: Schema ambreiajului facultativ cuplat

- 13 -

Partea conducătoare este formată din volantul 1 şi discul cu ferodouri (de fricţiune) care este solidarizat cu volantul printr-o dantură, iar partea condusă din discurile de presiune 3 şi 4 şi arborele ambreiajului 5. Mecanismul de comandă este format din discul reglabil 6, bucşa7, pârghiile 8,9,10 şi 11 şi maneta de acţionare 12.

Principiul de funcţionare este asemănător cu cel al ambreiajului permanent cuplat.

Diferă doar modul de cuplare şi de decuplare.

4. Ambreiajul dublu Ambreiajul dublu (figura nr. 4) reprezintă reunirea a două ambreiaje într-un singur ansamblu şi permite transmiterea puterii de la motor pe două fluxuri: unul din ambreiaje transmite puterea de la motor la transmisie (ambreiaj principal), iar celălalt la arborele prizei de putere (ambreiajul prizei de putere). Astfel, se pot obţine următoarele: 1) oprirea şi pornirea din loc a tractorului fără oprirea organelor de lucru ale maşinilor agricole; 2) demararea consecutivă a mecanismelor maşinilor agricole şi a agregatului; 3) schimbarea vitezelor tractorului fără oprirea organelor de lucru ale maşinilor agricole; 4) oprirea şi demararea organelor de lucru ale maşinilor agricole fără oprirea tractorului.

Figura nr. 4: Schema ambreiajului dublu

Ambreiajul dublu reprezintă reunirea a două ambreiaje simple întru-un singur ansamblu, care pot fi comandate fiecare în mod separat prin sisteme proprii de pârghii de - 14 -

la pedale separate (figura nr. 5) şi comandate de acelaşi sistem de pârghii şi de aceeaşi pedală cu comandă în serie (figura nr. 6). Prima categorie oferă posibilitatea de manevrare a ambreiajelor complet independent – a doua categorie condiţionează manevrarea ambreiajelor care se efectuează în serie, prima etapă este destinată decuplării ambreiajului principal, iar a doua, decuplării ambreiajului prizei de putere.

Figura nr. 5: Schema ambreiajului dublu comandat cu pedale separate

Figura nr. 6: Schema ambreiajului dublu comandat cu aceeaşi pedală

- 15 -

V. REGIMUL DE CALCUL (LA SOLICITĂRI STATICE) PENTRU ELEMENTELE PRINCIPALE ALE AMBREIAJULUI DUBLU

Figura nr. 7: Schema cinematică simplificată cu notarea punctelor de calcul Datele necesare calculului: nn = 2100 rpm Pn = 68 kW se adoptă: r1 = 0,4m r2 = 0,7m se calculează vitezele unghiulare şi rapoartele de transmisie: ωn    nn  / 30  219,8 rad ω1  v t / r1  2,324 / 0,4  5,810 rad

ω2  v t / r2  2,324 / 0,7  3,320 rad itr 1  ωn /ω1  37,380 itr 2  ω n /ω2  66,202

unde:

ωn  viteza unghiulară nominală a arborelui cotit ω1  viteza unghiulară nominală a roţii motoare de la puntea din faţă ω2  viteza unghiulară nominală a roţii motoare de la puntea din spate - 16 -

itr 1  raportul de transmisie la puntea motoare din faţă itr 2  raportul de transmisie la puntea motoare din spate

v t  viteza teoretică la treapta principală de lucru se adoptă pentru efectuarea calculelor: -

coeficient de aderenta

ϕ = 0.8

-

raport de transmitere a transmisiei finale fata

if1 = 3

-

randamentul transmisiei finale faţă

ηf1= 0,97

-

raport de transmitere a transmisiei finale spate

if2 = 6

-

randamentul transmisiei finale spate

ηf1= 0,97

-

greutatea repartizata pe puntea fata

G1=0,4G=20,829 kN

-

greutatea repartizata pe puntea spate

G2=0,8G=41,659 kN

-

coeficientul de blocare

λ=1,5

-

randamentul transmisiei

ηtr1=ηtr2=0,92

-

raportul de transmitere a cutiei de viteze

icv = 3,038

-

randamentul cutiei de viteze

ηcv= 0,92

-

raportul de transmitere a transmisiei centrale fata

ic1 = 3,541

-

randamentul transmisiei centrale fata

ηc1= 0,92

-

raportul de transmitere a transmisiei centrale spate

ic2 = 4

-

randamentul transmisiei centrale spate

ηc2= 0,92

-

raportul de transmitere a reductorului central

ir = 1,25

-

randamentul transmisiei reductorului central

ηr= 0,92

Momentul transmis de motor la intrarea ambreiajului:

Mcm =Mn =

30  P 30  68  103   309,37 Nm   n 3,14  2100

Momentul maxim dedus din condiţia de aderenţă: Mc =

G    rk 52074  0,8  0,7   478,79 Nm itr2  ηtr2 66,202  0,92

Momentul de intrare Mc = min(Mcm ,Mc ) = 309,37 Nm

1. Determinarea dimensiunilor suprafeţei de frecare (Re, Ri)

Re 

  Mc 1,5  309,37   15.99 cm 2   (1-c )  i 3,14  (1  0,652 )  2 - 17 -

Ri  c  Re  0,65  15,99  10,39 cm

Rm =

Ri  Re  13,19 cm 2

2. Determinarea forţei de apăsare a arcului -

coeficient de siguranţă

β = 1.2...1.75

se adoptă β = 1.65

-

coeficient de frecare

µ = 0.25...0.3

se adoptă µ = 0.3

F

  Mc  102 1,65  309,37  100   6446,33N = 644,63 daN   i  Rm 0,3  2 

3. Determinarea lucrului mecanic, total şi specific, de patinare; Lucrul mecanic de patinare

L

  n  r 2  G   n G 2  2 2 2 G  n      G     =868,5 dNm 2  30  itr  g 3600 k 3 k g 30 

unde: n – turaţia motorului la plecarea de pe loc [rot/min]; r – raza de rulare a roţii [m]; itr – raportul total de transmitere în treapta I (i0*itr1); ѱ – coeficientul rezistenţei totale a drumului; g – acceleraţia gravitaţională; k – coeficient de proporţionalitate (se adoptă 50 Nm/s)

Lucrul mecanic specific Ls =

L×100  46,78 Nm/cm2 i×A

4. Algoritm de calcul pentru arborele ambreiajului Arborele ambreiajului este solicitat la torsiune de către momentul de calcul al ambreiajului. Diametrul de predimensionare este dat de relaţia: di = (MM/0,2*ta)1/3=(309,372/0,2*)1/3=48,169mm unde:

ta – solicitarea admisibilă la torsiune. ta = 1000...1200 daN/cm2 β coeficient de siguranţă

β = 1.2...1.75

se adoptă β = 1.65

Valoarea definitivă a diametrului se adoptă canelura dreptunghiulara din seria mijlocie STAS 1769-68 (tabelul nr. 4). Elementele dimensionale sunt prezentate în figura nr. 8

- 18 -

Figura 8 – Elementele dimensionale ale arborelui/butucului cu profil dreptunghiular Prin urmare avem următoarele dimensiuni: -

numărul de caneluri

z = 8 mm

-

diametrul interior

d = 52 mm

-

diametrul exterior

D = 60 mm

-

grosimea canelurii

b = 10 mm

-

d1min= 48,7 mm

-

rmax= 0,5 mm

Tabelul 4 Dimensiunile nominale ale arborilor şi butucilor canelaţi cu profil dreptunghiular de uz general Seria mijlocie (STAS 1768 – 68) Dimensiuni

Nr. de

nominale

cane-

zxdxD

luri

Centrare

6 x 11 x 11 6 x 13 x 16 6 x 16 x 20 6 x 18 x 22 6 x 21 x 25 6 x 23 x 28

Centrare pe 6

diametrul interior

d

D

b

d1

f

min.

min.

nomi-

abateri

r

nal

limită

max.

11

14

3

9,9

-

0,2

+ 0,2

0,2

13

16

3,5

12,0

0,32

0,2

+ 0,2

0,2

16

20

4

14,5

0,16

0,2

+ 0,2

0,2

18

22

5

16,7

0,45

0,2

+ 0,2

0,2

21

25

5

19,5

1,95

0,2

+ 0,2

0,2

23

28

6

21,3

1,34

0,2

+ 0,2

0,2

- 19 -

Dimensiuni

Nr. de

nominale

cane-

zxdxD

luri

Centrare

d

D

b

d1

f

min.

min.

nomi-

abateri

r

nal

limită

max.

6 x 26 x 32

26

32

6

23,4

1,65

0,3

+ 0,2

0,3

6 x 28 x 34

28

34

7

25,9

1,70

0,3

+ 0,2

0,3

8 x 32 x 38

32

38

6

29,4

0,15

0,3

+ 0,2

0,3

8 x 36 x 42

36

42

7

33,5

1,02

0,3

+ 0,2

0,3

8 x 42 x 48

42

48

8

39,5

2,57

0,3

+ 0,2

0,3

46

54

9

42,7

0,86

0,5

+ 0,3

0,5

52

60

10

48,7

2,44

0,5

+ 0,3

0,5

56

65

10

52,2

2,5

0,5

+ 0,3

0,5

62

72

12

57,8

2,4

0,5

+ 0,3

0,5

72

82

12

67,1

-

0,5

+ 0,3

0,5

10 x 82 x 92

82

92

12

77,1

3,9

0,5

+ 0,3

0,5

10 x 92 x 102

92

102

14

87,3

4,5

0,5

+ 0,3

0,5

102

112

16

97,7

6,3

0,5

+ 0,3

0,5

112

125

18

106,3

4,4

0,5

+ 0,3

0,5

8 x 46 x 54

8

8 x 52 x 60

Centrare pe

8 x 56 x 65

diametrul

8 x 62 x 72

interior sau pe

10 x 72 x 82

10 x 102 x

flancuri

10

112 10 x 112 x 125

Atât canelurile arborelui cât şi cele ale butucului trebuie verificate la strivire şi forfecare. a) Verificarea rezistenţei la strivire a flancurilor canelurilor se face cu relaţia: s = k*2**MM/z*Ddh*L unde: k – coeficientul de repartizare a sarcinii pe caneluri. Se adoptă k = 0,5 pentru canelurile triunghiulare, respectiv k = 1,33 pentru canelurile dreptunghiulare; Dd – diametru mediu al canelurilor; h – înălţimea portantă a canelurilor. h = (De – Di)/2; z – numărul de caneluri; L – lungimea de îmbinare cu butucul discului condus.

Solicitarea admisibilă la strivire trebuie să se încadreze în limitele: s = 200...250 daN/cm2. b) Verificarea efortului unitar la forfecare se face cu relaţia: f = 4**MM/z*L*b*(De + Di) b fiind lăţimea canelurilor.

Solicitarea admisibilă la forfecare este cuprinsă între limitele af = 200...300 daN/cm2.

Pentru lungimea butucului se recomandă următoarele valori: L = 1,4 De Arborele ambreiajului se execută din oţel aliat pentru cementare.

- 20 -

VI. Anexe: 1. Program pentru caracteristica teoretica de tracțiune a tractoarelor pe roti 4x4 VII. BIBLIOGRAFIE 1. Năstăsoiu, M, Autovehicule speciale şi tractoare, Suport de curs, UNITBV; 2. Băldean, D, Construcţia şi calculul automobilelor 1, Suport de curs, UT Press ClujNapoca, 2014;

- 21 -