Cutia de viteze - rolul cutiilor de viteze, cutii de viteze compuse, cutii de viteze cu schimbarea treptelor sub sarcina

CUTIA DE VITEZE

1 ROLUL CUTIILOR DE VITEZE

Cutia de viteze este necesara pentru: modificarea momentului de torsiune la rotile motoare si, respectiv, a vitezei de deplasare a tractorului (care se realizeaza prin modificarea raportului total de transmitere), adaptând astfel tractorul la conditiile de lucru; obtinerea mersului înapoi al tractorului; stationarea îndelungata a tractorului cu motorul în functionare.

Cutia de viteze trebuie sa îndeplineasca urmatoarele conditii: sa asigure un numar suficient de trepte de viteze, cu rapoarte de transmitere alese rational; sa asigure functionarea tractorului cu o înalta economicitate si productivitate, într-o gama de viteze data.

În afara de acestea, cutiei de viteze i se mai impun urmatoarele conditii: constructie simpla si tehnologica; greutate si gabarit reduse; cuplare rapida si usoara; fiabilitate si mentenabilitate ridicate.

2 CUTII DE VITEZE COMPUSE

Cu scopul de a obtine un numar mare de trepte de viteze cu un numar redus de roti dintate si cu arbori scurti, în constructia de tractoare s-a impus utilizarea cutiilor de viteze compuse.

Cutiile de viteze compuse sunt formate din doua cutii de viteze legate în serie. Pentru exemplificare, în figura 1 este prezentata schema cinematica a cutiei de viteze compuse a tractorului U 650 M. Ea este formata din reductorul A si cutia de viteze propriu-zisa B. Reductorul A realizeaza doua trepte (rapida si înceata), în timp ce cutia de viteze B, de tipul cu trei arbori, realizeaza (5+1)trepte.

Aceasta schema permite obtinerea a (10+2) trepte de viteze astfel: (5+1) trepte, prin cuplarea reductorului în treapta înceata () si alte (5+1) trepte, prin cuplarea reductorului în treapta rapida ().

În figura 2 este prezentata constructia unui asemenea reductor.

Plasarea reductorului în fata cutiei de viteze are dezavantajul ca amplifica momentul de torsiune la intrarea în cutie.

Fig.12.5 CN

Fig. 2. Reductorul cutiei de viteze a tractoarelor U 650 M si U 651 M.

În figura 3 sunt prezentate schemele cinematice (în doua variante) ale cutiilor de viteze compuse utilizate la tractoarele pe roti din familia U 445. Cutia de viteze A este de tipul cu doi arbori, realizeaza (3+1) trepte, iar treptele II si III sunt sincronizate. Reductorul B asigura doua trepte (game) de viteze, iar C – trei trepte de viteze.

Tractoarele din familia U 850 si U 1010 au cutii de viteze compuse cu (4+1) 3 trepte sau (4+1) 4 trepte (cu reductorul B se obtin trei game de viteze, iar cu C – patru game). În figura 4 este reprezentata schema cinematica a cutiei de viteze compuse cu (4+1) 3 trepte si

a reductorului planetar cu 4 trepte. Treptele de mers înainte sunt toate sincronizate.

În figura 6 este reprezentata schema cinematica a unei cutii de viteze compuse, cu inversor, utilizata de firma Renault, organizata dupa schema (1+1) (4+1) 3. Cele patru trepte ale cutiei de viteze 2 sunt sincronizate.

Schema cinematica a cutiei de viteze compuse din figura 7 este de tipul 2 (1+1) 2 6. Cele sase trepte ale cutiei de viteze 4 sunt sincronizate.

În figura 8 este reprezentata constructia unei cutii de viteze cu (4+1) 3 trepte, dupa schema din figura

Fig.12.10 CN

Fig. 8. Cutie de viteze cu (4+1) 3 trepte.

În cazul cutiilor de viteze cu arbori transversali, inversarea sensului de miscare se obtine usor. Schema cinematica din figura 10 este a unei cutii de viteze cu (4+4) trepte. Arborele primar 1 (paralel cu axa longitudinala a tractorului) transmite miscarea la arborele transversal 2 prin inversorul A, format din doua angrenaje conice. Inversarea sensului de rotatie se realizeaza prin rigidizarea arborelui intermediar 2 cu una sau alta din rotile conice care se rotesc liber pe el. Rigidizarea se face cu ajutorul mansonului de cuplare  Treptele de viteze se obtin prin cuplarea rotilor baladoare de pe arborele intermediar 2 cu rotile corespunzatoare de pe arborele secundar 3. De la arborele 3, momentul se transmite puntii motoare prin roata 5. Aceste cutii de viteze reduc gabaritul longitudinal al transmisiei si simplifica constructia transmisiei centrale.

Fig. 12.14 CN

Fig. 11. Constructia unui inversor.

În figura 11 este reprezentata constructia unui inversor, montat în serie cu cutiile de viteze cu arbori longitudinali.

3 CUTII DE VITEZE CU SCHIMBAREA TREPTELOR SUB SARCINA

În cazul cutiilor de viteze obisnuite (la care schimbarea treptelor de viteze se realizeaza cu ajutorul rotilor baladoare, al mufelor de cuplare sau al sincronizatoarelor), trecerea de la o treapta la alta este însotita de întreruperea fluxului de putere transmis rotilor motoare. Aceasta întrerupere dureaza cel putin 1,5…2 s si are drept urmare, mai ales în cazul lucrarilor grele, oprirea tractorului.

La o încarcare a tractorului de 85…90%, acesta poate porni din loc cu o viteza de maximum 1… 1,5 m/s (3,6…5,4 km/h). Pentru a putea porni din loc cu o viteza de 2…3 m/s (7,2…10,8 km/h), trebuie redusa încarcarea motorului la 65…70%. Daca însa, prin folosirea cutiilor de viteze cu cuplare sub sarcina, se realizeaza pornirea tractorului la viteza de 1,4 m/s si apoi, fara a întrerupe fluxul de putere, se trece la viteza de lucru de 2…3 m/s, atunci, la aceeasi încarcarea a tractorului, puterea efectiva a motorului se reduce cu 15…25%. Totodata, prin folosirea cutiilor de viteze cu cuplare sub sarcina, creste productivitatea tractorului.

Transmisiile mecanice la care schimbarea treptelor se face fara întreruperea fluxului de putere (adica din mers sub sarcina) se executa dupa una din variantele urmatoare:

- cutii de viteze cu amplificator de cuplu, montat în serie, care permite schimbarea vitezei din mers sub sarcina la fiecare treapta din cutia de viteze;

- cutii de viteze cu mai multe game la care, în interiorul gamei, treptele se schimba fara întreruperea fluxului de putere, iar schimbarea gamelor este însotita de oprirea tractorului;

- cutii de viteze la care toate treptele se schimba fara întreruperea fluxului de putere.

3.1 Amplificatoare de cuplu

Amplificatoarele de cuplu sunt plasate între ambreiajul principal al transmisiei si cutia de viteze. Indiferent de varianta constructiva, amplificatoarele de cuplu realizeaza doua rapoarte de transmitere (i_a1>1 si i_a2=1).

Amplificatoarele de cuplu pot fi clasificate în doua grupe: planetare si neplanetare.

Amplificatoare de cuplu planetare. În figura 12 sunt prezentate scheme cinematice ale amplificatoarelor de cuplu, atât planetare, cât si neplanetare. Amplificatorul de cuplu din fig. 12, a se compune dintr-un ambreiaj de blocare A, un cuplaj unisens C cu role si un mecanism planetar cu o treapta. Partea condusa a ambreiajului A este legata cu bratul portsatelit H. Când ambreiajul de blocare este cuplat, bratul portsatelit si roata centrala 1 au aceeasi viteza unghiulara si, prin urmare, întregul mecanism formeaza din punct de vedere cinematic un singur corp. Raportul de transmitere în acest caz este egal cu unitatea. Puterea ajunge la arborele de iesire prin doua fluxuri, micsorându-se astfel momentul de calcul al ambreiajului A. Când ambreiajul A este decuplat, datorita diferentei dintre momentul rezistent (M_rez = M₃ > M₁) si momentul motor (M_e = M₁), bratul portsatelit tinde sa se roteasca în sens contrar arborelui de intrare. Cuplajul unisens C anihileaza aceasta tendinta de rotire prin blocarea bratului H cu carcasa. În acest moment mecanismul planetar se transforma într-un reductor cu axe fixe, format din doua angrenaje: 1-2 si 2’-3. Prin urmare, se pot obtine doua rapoarte de transmitere (i_a1>1 si i_a2=1).

În mod normal, ambreiajul de blocare A este cuplat. La cresterea temporara a fortelor rezistente, spre deosebire de constructiile obisnuite, nu este nevoie de schimbarea treptei din cutia de viteze, ci este suficient sa se decupleze ambreiajul A. În acest fel, practic fara a întrerupe fluxul de putere, raportul de transmitere se mareste si, deci, si momentul la rotile motoare, ceea ce ajuta la învingerea rezistentelor suplimentare. Când aceste rezistente dispar, se cupleaza din nou ambreiajul A. Întrucât A este un ambreiaj cu frecare uscata, acesta nu poate functiona un timp prea îndelungat în stare decuplata. De aceea, folosirea acestei constructii ca reductor pentru obtinerea a doua game de viteze nu este rationala. Mai trebuie mentionat ca, la treapta înceata, din cauza cuplajului unisens, tractorul nu poate functiona cu frâna de motor.

În figura 12, b si c, cuplajul unisens a fost înlocuit cu frâna f. Principiul de functionare si principalele elemente de calcul sunt sintetizate în tabelul 1

Tabelul 1

Relatii pentru calculul amplificatoarelor de cuplu planetare

* Daca A si f sunt decuplate concomitent, w₃ = 0, din cauza momentului rezistent. În aceasta situatie, si are valori foarte mari, întrucât K are valori apropiate de unu. De aceea, sistemul de comanda trebuie sa excluda situatia mentionata.

În figura 13 este prezentata constructia unui amplificator de cuplu de tip planetar, dupa schema din figura 12, a.

Fig. 12.16 CN

Fig. 13 Amplificator de cuplu planetar

Amplificatoare de cuplu neplanetare. În schema din figura 12, d, între arborele 1 al ambreiajului principal si arborele primar 2 al cutiei de viteze se afla montat ambreiajul A al amplificatorului de cuplu. Daca acest ambreiaj este decuplat, miscarea se transmite de la arborele 1 la arborele 2, prin intermediul angrenajelor 3 – 4, 6 – 7 si al cuplajului unisens C, care uneste roata 4 cu arborele 5. Daca ambreiajul A se cupleaza, arborele 5 se roteste mai repede în comparatie cu roata 4, din care cauza cuplajul unisens “se decupleaza ”. În felul acesta, se obtin doua rapoarte de transmitere: i_a2 = 1 (când A este cuplat) si (când A este decuplat).

La unele tractoare se folosesc amplificatoare de cuplu cu doua ambreiaje multidisc, cu functionare în ulei (fig.12, e). Daca ambreiajul A₂ este cuplat si A₁ decuplat, miscarea între arborii 1 si 2 se transmite cu raportul i_a2 = 1. Daca, însa, A₁ este cuplat si A₂ decuplat, raportul de transmitere devine.

Indiferent de tipul amplificatorului, în majoritatea cazurilor raportul i_a1 = 1,23…1,35. O asemenea valoare a acestui raport permite învingerea majoritatii rezistentelor suplimentare, întâlnite în exploatarea tractoarelor agricole, prin trecerea la treapta inferioara a amplificatorului de cuplu. În cazul unor constructii, i_a1 = 1,5…1,6. În acest caz, folosirea amplificatorului de cuplu pentru învingerea rezistentelor suplimentare temporare este însotita, de obicei, de reducerea productivitatii, deoarece avantajele schimbarii din mers nu compenseaza reducerea exagerata a vitezei. Amplificatoarele de cuplu cu valori mai mari ale lui i_a1 sunt mai eficiente pentru demarajul în trepte.

În figura 14 este reprezentata schema cinematica a cutiei de viteze “Quad – Range”, la unele tractoare ale firmei John Deere. În aceste transmisii, amplificatorul de cuplu 1 împreuna cu reductorul 2 (cu doua trepte sincronizate)formeaza un ansamblu care realizeaza patru trepte sincronizate. Trecerea de la treapta I la a II-a si de la a III-a la a IV-a si invers se obtine cu ajutorul amplificatorului 1, fara a decupla ambreiajul principal. Trecerea de la treapta II-a la a III-a si invers se realizeaza cu ajutorul sincronizatoarelor, însa cu decuplarea ambreiajului principal. Schimbarea celor patru trepte de viteze se realizeaza cu ajutorul unei singure manete. În serie cu acest ansamblu se monteaza o cutie de viteze compusa formata din angrenajul 3 pentru mersul înapoi si cutia de viteze 4 (cu patru game de viteze). Cu aceasta cutie de viteze se obtin (16+6) trepte.

Fig. 12.17 CN

Fig. 14 Schema cinematica a cutiei de viteze “Quad – Range”:

1 – amplificator de cuplu; 2 – reductor cu doua trepte sincronizate; 3 – angrenaj pentru mers înapoi; 4 - cutie de viteze (realizeaza patru game de viteze); A₁, A₂ – ambreiaje de blocare ale amplificatorului de cuplu.

Cutii de viteze cu schimbarea tuturor treptelor din mers folosesc firma Ford – cutia de viteze “Select – O – Speed” cu (10+2) trepte (fig. 15) si firma John Deere – cutia de viteze “Power Shift” cu (8+4) trepte (fig. 16).

Fig. 12.18 CN

Fig. 15 Schema cinematica a cutiei de viteze “Select – O – Speed”:

1, 2, 3, 4 – mecanisme planetare; A₁, A₂, A₃, A₄ – ambreiaje de blocare; f₁, f₂, f₃ – frâne de blocare.

Fig. 12.19 CN

Fig. 16 Schema cinematica a cutiei de viteze “Power Shift”

A₁, A₂, A₃ – ambreiaje de blocare; A_pp – ambreiajul prizei de putere;  f₁, f₂, f₃, f₄ – frâne de blocare.

În figura 17 este prezentata schema cinematica a unei cutii de viteze cu patru arbori, care permite cuplarea treptelor de viteze din mers sub sarcina, în cadrul fiecarei game de viteze. Cutia de viteze realizeaza 16 trepte pentru mersul înainte, grupate în patru game, si opt viteze pentru mersul înapoi, grupate în doua game. Arborele primar 1 este unit printr-o flansa direct cu arborele cotit al motorului (nu mai este necesar ambreiaj principal în transmisie). Toate rotile din cutia de viteze se afla în angrenare permanenta. Gamele de viteze se cupleaza cu ajutorul mufelor de cuplare, când toate ambreiajele sunt decuplate. Pentru cuplarea celor patru trepte din cadrul fiecarei game, de viteze, se folosesc ambreiajele A₁, A₂, A₃ si A Prin cuplarea ambreiajului treptei respective se solidarizeaza roata conducatoare a angrenajului permanent corespunzator cu arborele primar.

Fig. 12.20 CN

Fig. 17 Schema cinematica a unei cutii de viteze cu cuplare sub sarcina cu (16+8) trepte:

A₁, A₂, A₃, A₄ – ambreiaje de cuplare; M₁ – mufa de cuplare a treptelor de mers înapoi; M₁ si M₂ – mufe de cuplare a treptelor de mers înainte; M₄ – mufa de cuplare a puntii din spate; 1 – arbore primar; 2, 3 – arbori secundari.

În figura 18 este prezentat un detaliu al schemei cinematice a cutiei cu (16+8) trepte din figura 17. Când are loc schimbarea treptelor de viteze, un ambreiaj se decupleaza, iar al doilea se cupleaza. Pentru ca transmiterea puterii la rotile motoare sa nu se întrerupa, este necesar ca ambele ambreiaje sa functioneze simultan un timp bine determinat (timp de forfecare). Timpul de forfecare depinde de o serie de factori cum ar fi: presiunea uleiului în sistem, schema cutiei de viteze, regimul de lucru etc.

În continuare se analizeaza schematic fenomenele legate de schimbarea treptelor de viteze la trecerea de la o treapta inferioara la cea superioara. Înainte de începerea schimbarii treptei, momentul se transmite doar prin ambreiajul A₁. La începerea schimbarii, momentul transmis de ambreiajul A₁ scade continuu, pentru ca la timpul t = t₁ sa devina zero (fig. 19).

În ambreiajul care se cupleaza (A₂), momentul creste continuu si în punctul A (fig. 19) este egal cu momentul rezistent M_r. În aceasta perioada ambele ambreiaje patineaza, însa discurile lor conduse, rotindu-se în acelasi sens, antreneaza împreuna arborele condus (fig. 20, b):

unde i₁ si i₂ sunt rapoarte de transmitere ale angrenajelor permanente luate în discutie.

În punctul A (v. fig. 19), momentul ambreiajului a crescut pâna la M_r si începe demarajul tractorului sub influenta momentului suplimentar . Demarajul începe de la viteza v₁ (corespunzatoare treptei care se schimba). În cazul demarajului cu ambreiajul principal, procesul demararii începea de la viteza v = 0 în fiecare treapta. Acesta este un avantaj esential al sistemului analizat în comparatie cu sistemele la care demarajul se realizeaza cu ambreiaj principal.

Timpul optim al suprapunerii functionarii ambreiajelor A₁ si A₂ este (fig.19):

În situatia în care ambreiajul A₁ continua sa fie cuplat partial (continua suprapunerea functionarii ambreiajelor). În aceste conditii, ambreiajul A₁ împiedica demarajul arborelui 2. Apare o circulatie a puterii în contur închis (v. fig. 20, d), fenomen cunoscut sub denumirea de putere parazita.

În figura 21 este prezentata constructia unui ambreiaj de cuplare sub sarcina a treptelor de viteze. Partea conducatoare a ambreiajului este formata din tamburul interior 15, discurile 16, discul de presiune 10 (are rol de piston al cilindrului hidraulic) si 8 (rol de capac al acestui cilindru). Partea condusa a ambreiajului consta din tamburul exterior 13, unit cu roata dintata 14, montata pe arborele primar 4, si discurile conduse 17. Între discul de presiune 10 si tamburul 15 se afla arcurile 11, care tin îndepartat discul de presiune. Între discurile 8 si 10 se afla spatiul de lucru al cilindrului hidraulic. Etansarea se realizeaza cu garniturile din cauciuc 1, 2, 5 si 9 si inelele metalice 6 si 7. Prin fixarea manetei distribuitorului într-o pozitie corespunzatoare unei trepte, are loc cuplarea ambreiajului respectiv, care se realizeaza prin deplasarea axiala a discului de presiune 10, determinata de actiunea uleiului sub presiune, trimis în spatiul de lucru prin orificii corespunzatoare. Discul 10, apasând pe discurile ambreiajului, produce cuplarea acestuia. La decuplarea ambreiajului, fluxul de lichid sub presiune este întrerupt la distribuitor si, sub actiunea arcurilor 11, discul 10 revine în pozitie initiala; uleiul este trimis în rezervor si, în acest fel, treapta respectiva este decuplata.

Fig. 12.21 CN

Fig. 21 Ambreiaj pentru cuplarea sub sarcina a treptelor din cutia de viteze

Ambreiajul din figura 22 are o functionare asemanatoare cu constructia precedenta (plasarea elementelor conduse si conducatoare este inversata).

Fig. 12.22 CN

Fig. 22 Ambreiaj pentru cuplarea sub sarcina a treptelor din cutia de viteze:

1 – tambur interior (condus); 2 – disc de sprijin; 3 – disc de presiune; 4 – tambur conducator (exterior); 5 – pârghie; 6 – piston; 7 – arc.

În ambreiajele pentru cuplarea sub sarcina a treptelor din cutia de viteze se foloseste uneori un sistem de cuplare sub sarcina. În figura 23 se prezinta schema constructiva unui asemenea ambreiaj (utilizat într-o cutie de viteze planetara). La cuplarea ambreiajului, uleiul intrând la început în spatiul 3 al cilindrului în trepte 8, umple rapid volumul sau mic si deplaseaza pistonul 7, preluând jocurile di pachetul de discuri 9. Concomitent cu aceasta, uleiul trece prin orificiul 4 si umple cavitatea 5. Crescând presiunea în spatiul respectiv, supapa cu bile 6 (plasata la periferia cilindrului 8) se închide si are loc cuplarea completa a ambreiajului. Prin aceasta, arborele condus 1 se uneste cu arborele conducator 2. Dezavantajul unei astfel de constructii consta în timpul mare necesar pentru cuplare si decuplare (pentru umplerea si golirea cilindrului hidraulic). Pentru micsorarea acestui timp se folosesc ambreiaje duble cu pistoane în doua trepte.

Fig. 12.25 CN

Fig. 23 Schema ambreiajelor cu piston în trepte.

În figura 24 este prezentata o asemenea constructie. Uleiul patrunde în spatiul mic A al cilindrului, acesta din urma se deplaseaza rapid, preluând jocurile dintre discuri si deschizând totodata drumul uleiului spre spatiul mare B. Concomitent se deplaseaza pistonul 3, care deschide supapele 8 pentru evacuarea uleiului din cavitatea de lucru a cilindrului opus (al ambreiajului care se decupleaza), accelerând prin aceasta procesul de cuplare.

Fig.12.26 CN

Fig. 24 Ambreiaj dublu cu cilindru alunecator în doua trepte si sistem automat de evacuare a uleiului:

1 – disc de separare; 2 – cilindru; 3 – piston; 4 – tambur interior; 5 – tambur exterior; 6 – roata dintata; 7 – pachet de discuri; 8 – supapa.

3.2 Mecanismul de actionare al cutiilor de viteze cu schimbarea treptelor sub sarcina.

Sistemele de actionare al cutiilor de viteze de cu schimbarea treptelor sub sarcina sunt, în principiu, de doua feluri:

- fara suprapunerea cuplarii ambreiajelor, adica cu o întrerupere de scurta durata a fluxului de putere, când momentul transmis scade pâna la zero;

- cu suprapunerea cuplarii ambreiajelor, adica cu transmiterea momentului, pentru scurt timp, atât prin ambreiajul care se cupleaza, cât si prin cel care se decupleaza.

În cazul schimbarii treptelor dupa prima metoda (fig. 25), distribuitorul 8 trece din pozitia i în pozitia i+1, conectând astfel, pompa 2 cu ambreiajul A_i+1, care se cupleaza si se face legatura între ambreiajul A_i, care se decupleaza si rezervorul de ulei 1.

Fig. 12.44 CN

Fig. 25 Schema hidraulica de actionare a cutiei de viteze cu schimbarea treptelor sub sarcina:

1 – rezervor; 2 – pompa principala; 3 – pompa auxiliara (pentru pornirea prin remorcare); 4 – supapa de sens; 5 – filtru; 6 – supapa de siguranta, reglata la o presiune p_{u max} = 2 p_u; 7 – supapa de reglare a presiunii de lucru, p_u = 0,8…0,9 MPa; 8 – distribuitor hidraulic.

Dupa acelasi principiu functioneaza si constructia din figura 26. prin fixarea sertarasului în pozitia II, uleiul sub presiune de la pompa 1, prin distribuitorul 3 si canalul arborelui 5, ajunge în ambreiajul din dreapta si, cu ajutorul pistonului 8, apasa asupra pachetului de discuri; prin aceasta, momentul se transmite rotii 12. În pozitia I a manetei, se cupleaza ambreiajul din stânga si se decupleaza cel din dreapta. Timpul de întrerupere a fluxului de putere poate fi micsorat prin diverse solutii constructive.

Fig. 12.45 CN

Fig. 26 Schema de schimbare a treptelor de viteze cu ajutorul ambreiajelor actionate hidraulic:

1 – pompa; 2 – supapa de siguranta; 3 – distribuitor; 4 – maneta distribuitorului; 5 – arbore conducator; 6, 12 – roti dintate; 7 – arc; 8 – piston; 9 – tambur conducator; 10 – disc condus; 11 – disc conducator.

În schema din figura 27, schimbarea treptelor fara întreruperea fluxului de putere se asigura prin folosirea unui acumulator hidraulic.

Fig. 12.46 CN

Fig. 27 Sistem pentru schimbarea treptelor fara întreruperea fluxului de putere

1, 2 – ambreiaje; 3 – distribuitor; 4 – acumulator hidraulic; 5,7 – sertarase; 6, 8 – supape.

Pentru cuplarea ambreiajului 1, uleiul este refulat de pompa, prin distribuitorul 3, în cilindrul hidraulic al ambreiajului. Cilindrii celorlalte trei ambreiaje sunt legati cu rezervorul de ulei. În afara de aceasta, prin canalele corespunzatoare, uleiul ajunge la canalele 6 si 8 în care deplaseaza sertarasele 5 si 7 în pozitiile limita corespunzatoare. Uleiul intra astfel în acumulatorul hidraulic 4, pe care îl încarca.

Pentru cuplarea ambreiajului 2, distribuitorul 3 întrerupe debitarea uleiului la ambreiajul 1 si îl uneste cu rezervorul. Ambreiajul 1 ramâne un anumit timp în stare cuplata datorita acumulatorului 4, care, descarcându-se, trimite ulei în cilindrul hidraulic al ambreiajului si, concomitent, prin distribuitorul 3, în rezervor. Prin descarcare, acumulatorul mentine presiunea din cilindru la o valoare ceva mai mica decât presiunea la care a fost reglata supapa de reglare a presiunii de lucru, însa este suficienta pentru transmiterea momentului de torsiune necesar. Sertarasul 5, sub actiunea presiunii acumulatorului hidraulic, se mentine în pozitia extrema din dreapta. Din partea opusa, asupra sertarasului 5 actioneaza presiunea lichidului, care intra în cilindrul hidraulic al ambreiajului 2. În momentul în care presiunea în cilindrul ambreiajului 2 devine mai mare decât cea a cilindrului ambreiajului 1, sertarasul 5, sub actiunea diferentei presiunilor mentionate, se deplaseaza în pozitia extrema din stânga si întrerupe legatura cilindrului hidraulic al ambreiajului 1 cu acumulatorul hidraulic, unindu-l pe acesta din urma cu cilindrul ambreiajului 2. În mod analog se desfasoara procesul cuplarii celorlalte trepte.

4 ETAPELE CALCULULUI CUTIEI DE VITEZE

Calculul cutiei de viteze poate fi împartit, conventional, în doua parti: determinarea rapoartelor de transmitere, care sa asigure tractorului calitati de tractiune si economice ridicate în conditiile de exploatare date; dimensionarea pieselor componente ale cutiei de viteze.

În general, etapele calculului au urmatoarea succesiune:

- pe baza conditiilor tehnice si de exploatare se alege schema cinematica a cutiei de viteze si se adopta, totodata, numarul de trepte;

- în urma calcului de tractiune al tractorului, se determina rapoartele de transmitere pentru toate treptele;

- rapoartele totale de transmitere se repartizeaza între ansamblurile transmisiei;

- se determina rapoartele de transmitere ale cutiei de viteze;

- paralel cu executarea desenului, se calculeaza piesele principale ale cutiei de viteze.

Când se efectueaza calculul de tractiune si se determina rapoartele de transmitere, trebuie sa se aiba în vedere urmatoarele. La cutiile de viteze cu un numar mare de trepte, structura seriei rapoartelor de transmitere nu influenteaza în mod esential economicitatea si productivitatea tractorului, deoarece aceste cutii de viteze se apropie mult de cele progresive. De aceea, la proiectarea transmisiei tractoarelor agricole, trebuie sa se aiba în vedere, în primul rând, realizarea vitezelor de deplasare impuse de conditiile agrotehnice. În al doilea rând, vitezele trebuie alese în asa fel încât sa se asigure masinilor agricole o functionare economica, productivitate si calitate a lucrarilor ridicate.

Numarul treptelor de viteze si valoarea rapoartelor lor de transmitere depind de tipul si destinatia tractorului. În scopul simplificarii constructiei si reducerii consumului de metal, se recomanda ca vitezele (treptele) lente, sub 3,5 km/h, sa fie realizate nu numai cu ajutorul unor roti si arbori suplimentari, ci si prin utilizarea motoarelor cu putere constanta, care îsi pot reduce turatia cu 30…40% din turatia nominala în conditiile mentinerii puterii constante (în zona valorii nominale). În plus, prin reducerea turatiei, motorul functioneaza în zona consumurilor specifice minime. Pentru ca reducerea turatiei motorului sa nu afecteze turatia prizelor de putere mecanice, se poate mari numarul rapoartelor de transmitere al prizelor (v. capitolul X).

Determinarea rapoartelor de transmitere ale cutiei de viteze. Pornind de la relatia de definitie a raportului total de transmitere, ca raport între viteza unghiulara a arborelui cotit si cea a rotilor motoare (), se obtine, pentru regimul nominal al motorului:

pentru tractoare pe roti: ; (1)

pentru tractoare pe senile: , (2)

unde: n_n este turatia nominala a motorului, în min^-1; r – raza dinamica a rotilor motoare, în m; v_t – viteza teoretica a tractorului, în m/s; t_s – pasul senilei, în m; z – numarul de zale care se înfasoara pe roata motoare la o rotatie a acesteia.

Raportul de transmitere al cutiei de viteze se determina astfel:

, (3)

unde: i_c este raportul de transmitere al transmisiei centrale; i_f - raportul de transmitere al transmisiei finale.

În cazul folosirii mecanismelor planetare de directie, trebuie sa se ia în calcul si raportul de transmitere i_p al acestui mecanism, adica:

. (4)

Pentru reducerea dimensiunilor cutiei de viteze si ale celorlalte ansambluri plasate în fata transmisiei finale, este necesar ca raportul de transmitere al transmisiei finale sa fie cât mai mare. Rapoartele de transmitere ale transmisiei finale i_f si centrale i_c sunt limitate de dimensiunile de gabarit si de lumina tractorului. Stabilind valoarea maxima a raportului i_f si apoi al lui i_c, se determina rapoartele de transmitere ale cutiei de viteze, folosind relatiile de mai sus (i_c=2…6; i_f=4…7, pentru o transmisie finala simpla).

Uneori unele trepte din cutia de viteze pot fi multiplicatoare. În acest caz, se obtine o cutie de viteze cu dimensiuni de gabarit mai mici.

Daca prin tema de proiectare se impun vitezele minima v_min = v₁ si maxima v_max = v_n si tinând cont de relatia (1), ratia progresiei geometrice dupa care este realizata etajarea cutiei de viteze compuse se stabileste cu formula:

(5)

unde i_{cv min} = i_cvn si i_{cv max} = i_cv1 sunt rapoartele de transmitere minim (al ultimei trepte) si maxim (al treptei 1) ale cutiei de viteze compuse; n – numarul de trepte ale cutiei de viteze compuse.

Pentru vitezele de lucru se recomanda q = 0,75…0,85, iar pentru celelalte viteze q < 0,75…0,85.

Structura vitezelor în cadrul unor limite date ale vitezelor de deplasare are o importanta practica deosebita. Prin realizarea unei etajari a rapoartelor de transmitere ale cutiei de viteze compuse dupa o ratie variabila se urmareste ca, folosind acelasi numar de trepte, sa se obtina mai multe trepte în zona vitezelor de lucru si mai putine trepte de transport si lente, care se utilizeaza relativ rar.

În tabelele 2…7 sunt indicate câteva posibilitati de obtinere a structurii vitezelor pe care le ofera cutiile de viteze compuse de tipul (5+1) 2, (4+1) 3 si (4+1) În aceste tabele nu este mentionata structura treptelor de mers înapoi. Prin raportul dintre game se are în vedere raportul de transmitere dintre doua game consecutive.

Tabelul 2

Structura vitezelor pentru o cutie de viteze compusa cu 10 trepte, q = const.

Tabelul 3

Structura vitezelor pentru o cutie de viteze compusa cu 10 trepte, q const.

Tabelul 4

Structura vitezelor pentru o cutie de viteze compusa cu 12 trepte, q = const.

Tabelul 5

Structura vitezelor pentru o cutie de viteze compusa cu 12 trepte, q const.

Tabelul 6

Structura vitezelor pentru o cutie de viteze compusa cu 16 trepte, q = const.

Tabelul 7

Structura vitezelor pentru o cutie de viteze compusa cu 16 trepte, q const.

În tabelul 7 se prezinta, în doua variante, structura vitezelor pentru o cutie de viteze compusa cu 16 trepte (q const.). Prima varianta se foloseste în cazul în care trepte de transport si lente se utilizeaza relativ rar. Varianta a II-a este preferata în cazul utilizarii frecvente a vitezelor lente.

Calculul  de rezistenta al arborilor. Arborii cutiilor de viteze sunt solicitati la torsiune si încovoiere. Momentul de torsiune M_t se stabileste pe baza recomandarilor formulate în capitolul 2. Momentul de încovoiere M_i depinde de marimea si directia fortelor care actioneaza asupra arborelui si, de asemenea de pozitia angrenajelor fata de reazeme. Daca asupra arborilor actioneaza forte situate în plane diferite, este necesara compunerea acestora în doua plane perpendiculare (vertical si orizontal). Se determina apoi reactiunile din reazeme si cu ajutorul lor se determina momentele de încovoiere totale.

Schemele de calcul a arborilor unor cutii de viteze cu doi si, respectiv, cu trei arbori.

Fig. 28. Scheme de calcul a arborilor cutiei de viteze:

a – cu doi arbori; b – cu trei arbori.

Arborele de mers înapoi este solicitat de doua grupe de forte si anume (fig. 29): de fortele care apar între roata 1 (montata pe arborele primar) si roata de mers înapoi 3, pe de o parte, si de fortele care apar între roata 3 si roata 2 (montata pe arborele secundar) pe de alta parte. Din scheme rezulta ca marimea si directia rezultantei R, care actioneaza asupra axului de mers înapoi, depind de pozitia acestuia fata de planul ce trece prin axa rotilor 1 si 2. În varianta adoptata, schema b este mai rationala. Este evident ca lucrurile se petrec la fel si în cazul plasarii rotii de mers înapoi între arborele intermediar si cel secundar.

Fig.12.19 CV

Fig. 29. Schema plasarii rotii de mers înapoi.

Fortele care actioneaza în angrenajele cilindrice se determina folosind tabelul 8 si schema din figura 30.

Fig. 30. Fortele care actioneaza într-un angrenaj cilindric cu dinti înclinati.

Tabelul 8

Relatii de calcul pentru determinarea fortelor din angrenajele cilindrice si conice

Fortele care actioneaza în angrenajele conice se determina folosind figura 31 si relatiile de calcul din acelasi tabel. Pentru stabilirea semnului din formulele pentru fortele radiala F_r si axiala F_a, care actioneaza în angrenajele conice cu dinti înclinati sau curbi, se folosesc relatiile din tabelul 9. Sensul de rotatie al rotilor se stabileste privind din directia vârfului conului de rostogolire. Daca forta axiala are semnul plus (+F_a), atunci ea este îndreptata înspre baza conului de rostogolire, iar daca are semnul minus (-F_a), înseamna ca este îndreptata spre vârful conului.

Fig. 12.21 CN

Fig. 31. Fortele care actioneaza într-un angrenaj conic.

Tabelul 10

Stabilirea semnului pentru calculul fortelor F_r si F_a (v. tab. 9 si fig. 31)

Momentul de încovoiere total se stabileste cu relatia:

unde M_ih si M_iv sunt momentele de încovoiere în planele orizontal si vertical.

Momentul rezultant M_rez se determina cu formula:

Momentul rezultant se calculeaza pentru toate treptele de viteze, iar pentru stabilirea efortului unitar se adopta valoarea maxima:

unde W este modulul de rezistenta la încovoiere.

La constructiile actuale, valorile admisibile ale efortului unitar sunt Valorile reduse ale rezistentelor admisibile decurg din necesitatea asigurarii unei rigiditati suficiente.

5 CALCULUL AMBREIAJELOR DIN CUTIILE DE VITEZE CU CUPLARE SUB SARCINA

5.1 Determinarea parametrilor principali ai ambreiajului

Pentru determinarea parametrilor principali ai ambreiajului, se folosesc schema de calcul a ambreiajului multidisc din figura 32 si relatiile de calcul din capitolul 3 (v. paragraful 3.5.1), dar având în vedere particularitatile acestor ambreiaje.

Se considera ca presiunea pe discuri este distribuita uniform pe întreaga suprafata de frecare:

[MPa], (3)

unde A este aria unei suprafete de frecare, adica

sau [m²], (4)

în care l este un coeficient care ia în considerare micsorarea suprafetelor de contact datorita canalelor de pe suprafetelor de frecare (pentru canalele spirale l=0,35…0,4; pentru canalele spirale – radiale l=0,5…0,6).

În cazul acestor ambreiaje, raportul si se mareste pâna la 0,85 în cazul diametrelor exterioare mari.

Momentul de calcul se determina considerând ca motorul functioneaza la regimul nominal. Momentul transmis de motor M_cm se compara cu cel din conditia de aderenta M_cj, adoptând valoarea minima (). Pentru o functionare sigura, ambreiajul trebuie calculat la un moment ce depaseste momentul de calcul, adica , unde b este coeficient de rezerva al ambreiajului. Orientativ, în cazul frecarii uscate, b=1,4…2,7, iar în cazul functionarii în ulei, b=1,3…1,7. Valorile minime se refera la tractoare de putere mica, iar cele maxime pentru tractoare de putere mare.

Momentul de frecare (v. relatia (3.21’)) are expresia:

.

La începutul patinarii, când viteza relativa a suprafetelor de frecare este maxima, coeficientul de frecare m si, prin urmare, coeficientul de rezerva b au valoarea minima:

.

Coeficientii m si b ating valoarea maxima când ambreiajul este cuplat:

.

Se adopta b_pat=1.05…1,4; limita superioara se adopta pentru tractoarele grele si în cazul frecarii uscate. Marimea b_cupl este necesara pentru calculul de rezistenta al transmisiei. Daca prin calcul se asigura b_pat>1, atunci în ambreiajul cuplat coeficientul de rezerva este asigurat în mod automat.

În tabelul 1 sunt date valorile orientative ale coeficientilor m_min m_max si valorile admisibile ale presiunii p pentru diferite materiale de frictiune.

Tabelul 1

Coeficientul de frecare si presiunea admisibila pentru diferite materiale de frictiune

Grosimea s a discurilor din otel, care lucreaza împreuna cu discurile cu garnituri din materiale metaloceramice se poate alege, orientativ, în functie de diametrul exterior d_e al suprafetei de frecare, cu relatia s = (0,0066…0,011)d_e. Valorile inferioare ale coeficientilor sunt valabile pentru diametrele mari, iar cele superioare pentru diametrele mici. Grosimea discului de otel care se acopera cu materialul metaloceramic are, de obicei, grosimea s₀ = (0,7…0,8)s. Grosimea stratului metaloceramic variaza frecvent între limitele 0,5…1,5 mm.

5.2 Ambreiaje cu actionare hidrostatica

La proiectarea ambreiajelor multidisc cu actionare hidrostatica, forta axiala Q se determina numai în functie de presiunea admisibila p pe suprafetele de frecare si se calculeaza cu relatia:

. (4)

Suprafata discului de presiune (a pistonului) se poate calcula cu relatia:

, (5)

unde p_u este presiunea uleiului în cilindrul de lucru (p_u = 0,8…1,5 MPa); F_a – forta arcurilor de revenire (F_a 0,1 Q).

Aria pistonului este data de relatia (v. fig. 33):

,

de unde:

, (6)

unde a_p = R₁/R₂ = 0,4…0,55.

Cursa discului de presiune se determina ca suma a tuturor jocurilor dintre discuri, cu luarea în considerarea a uzurii: h = zd. Jocul dintre discuri în starea decuplata a ambreiajului este 0,002 D₂=d 0,2 mm.

Când se stabilesc dimensiunile ambreiajelor cu cilindru hidraulic în miscare de rotatie (v. fig. 33), trebuie luata în considerare presiunea suplimentara a uleiului care ia nastere datorita fortelor centrifuge. Uleiul este introdus la piesele în miscare de rotatie, de la corpul fix al ambreiajului, la raza R₀. Se considera ca lichidul care umple cilindrul se roteste împreuna cu el cu viteza unghiulara w. Forta centrifuga care actioneaza asupra volumului elementar, care are aria egala cu unitatea si înaltimea dR, are expresia:

(7)

unde: dm este masa volumului elementar; r - densitatea uleiului (r 910 kg/m³).

Prin integrarea relatiei (7) între limitele R₀ si R, se obtine presiunea suplimentara sub actiunea fortelor centrifuge la raza R:

. (8)

Asupra suprafetei inelare a pistonului actioneaza forta:

(9)

Înlocuind valoarea presiunii p_c din (8) si integrând între limitele R₁ si R₂, rezulta:

. (10)

Pentru determinarea ariei cilindrului aflat în miscare de rotatie este necesar sa se ia în considerare si presiunea uleiului generata de fortele centrifuge. Aceasta actioneaza împreuna cu presiunea hidrostatica data de pompa. În aceste conditii, în locul relatiei (5), se va folosi relatia:

. (11)

Forta arcurilor de revenire (de decuplare) trebuie sa învinga fortele de frecare si de “lipire” a discurilor, care functioneaza în ulei, si forta F_c:

[kN].

La ambreiajele actuale F_a=1…6 kN.

Debitul de ulei al pompei care trimite uleiul spre ambreiaj se stabileste astfel:

, [m³/s] (12)

unde h₀ = 0,7…0,8 este coeficientul pierderilor volumice (randamentul volumic); t_a=0,2…0,5 s – timpul de cuplare a ambreiajului.

Puterea, în kW, în timpul cuplarii va fi:

, (13)

unde h_m = 0,85 este randamentul mecanic.

Presiunea maxima a uleiului este limitata de o supapa de siguranta reglata la 1,5…2,0 din presiunea de lucru.

5.3 Calculul sistemelor de descarcare

Pentru asigurarea decuplarii ambreiajelor de blocare, care au cilindru hidraulic în miscare de rotatie, se folosesc diverse sisteme de descarcare (de evacuare rapida a uleiului din cilindru). Datorita simplitatii si sigurantei în functionare, se foloseste frecvent supapa de descarcare cu bila. Schema acestei supape este prezentata în figura 3 Prin rotirea cilindrului hidraulic, asupra supapei actioneaza forta centrifuga F₀, care tinde sa deschida supapa (gaura de drenaj). Forta hidrostatica F, care actioneaza asupra bilei din partea uleiului, împiedica deschiderea supapei. Supapa se calculeaza din conditia urmatoare: când în cilindru uleiul nu se afla sub presiune, momentul si provoaca deschiderea supapei; în prezenta presiunii hidrostatice, - supapa va fi închisa.

Asupra bilei actioneaza forta centrifuga

(14)

unde: m este masa bilei; w - viteza unghiulara a cilindrului; R – distanta bilei fata de axa de rotatie (R 0,9R₂).

Forta care actioneaza asupra bilei din partea uleiului este:

, (15)

unde r este raza bilei.

Conditia de echilibru al bilei este , care în baza relatiilor (14) si (15) devine:

. (16)

Supapa trebuie sa fie închisa în prezenta presiunii p_u, adica, trebuie îndeplinita conditia:

.

În lipsa presiunii p_u, supapa trebuie sa fie deschisa, adica

.

Dupa câteva transformari, ultimele doua conditii se reduc la :

(17)

Calculul se face pentru valoarea maxima a vitezei unghiulare w

Numarul supapelor i = 3… Diametrul d₁ (v. fig. 34) se determina considerându-se ca, prin gaurile respective, curge jumatate din uleiul din cilindru (cealalta jumatate se scurge prin canalul de intrare), adica

de unde:

[m],

unde v este viteza de scurgere a uleiului; v = 0,5 m/s.

Dimensiunile supapei se stabilesc adoptând unghiul scaunului 2a = 90…120 . Diametrul bilei d = 2r = (1,2…1,4) d₁ cos a; diametrul d₂ = d + (0,4…0,8), aici d si d₂ în mm. Jocurile mici se adopta pentru valori mari ale diametrului bilei.