proiectarea ambreiajului

Proiectarea ambreiajului pentru un autoturism cu 5 locuri

Student: Cordunianu Cosmin Stefan Pagina 1

CUPRINS

I. INTRODUCERE ÎN CONSTRUCŢIA AUTOMOBILELOR………………………..……......7

I.1.Părţile componente ale automobilelor……………………………………………......……7

I.2. Clasificarea autovehiculelor ………………………………………………...…………....8

I.3. Parametrii constructivi ai automobilelor …………………………………………...……12

I.3.1 Dimensiunile principale ale autovehiculelor …………………………………….....12

I.3.2 Capacitatea de încarcăre şi greutatea automobilelor……………………………....15

II. REZISTENŢE LA DEPLASAREA AUTOMOBILELOR……………………….…………16

II.1. Rezistenţa la rulare……………………………………………………………………...16

II.2. Rezistenţa la urcarea pantelor…………………………………………...........................18

II.3. Rezistenţa la accelerare…………………………………………………………………19

II.4. Rezistenţa aerodinamică………………………………………………...........................20

III. CONSTRUCŢIA ŞI FUNCŢIONAREA AMBREIAJELOR……………………….....…20

III.1. Destinaţia ambreiajelor…………………………………………………………...……20

III.2. Clasificarea ambreiajelor automobilelor……………………………………………….20

III.3. Funcţionarea ambreiajelor mecanice……………………………………………...…....21

III.3.1.Părţile componente și principiul de funcţionare al ambreiajelor mecanice……...21

III.3.2. Influenţa ambreiajului asupra solicitărilor dinamice din transmisia

automobilului…………………………………………..………………………....38

III.3.3. Influenţa ambreiajului asupra schimbarii treptelor din cutia de viteze……...…..40

III.4. Noutăţi in construcţia ambreiajelor.................................................................................42

IV. CALCULUL AMBREIAJELOR MECANICE……………………………………….…….50

IV.1. Determinarea momentului de calcul…………………………………………………...52

IV.2. Determinarea dimensiunilor garniturilor de frecare…………………………...………52

IV.3. Determinarea forţei de apăsare asupra discurilor ambreiajului…………….......……...54

IV.4. Verificarea garniturilor de frecare………………………………………...........……..55

IV.4.1. Determinarea presiunii specifice dintre suprafețele de frecare …….....................55

IV.4.2. Verificarea la uzură a garniturilor de frecare………………………....................56

IV.4.3. Verificarea ambreiajului la incalzire……………………………..................……57



IV.5. Calculul arcurilor de presiune……………………………………………………….....59

IV.5.1. Determinare diametrului sȃrmei și a diametrului de ȋnfășurare al spirei…..........60

IV.5.2. Determinare numărului de spire al arcului de presiune………….................……61

IV.5.3. Determinarea lungimii arcului ȋn stare libera……………….................………...62

IV.5.4. Determinare coeficientului de sigurantă după uzarea garniturilor de frecare…..63

IV.5.5. Determinarea lucrului mecanic necesar debreierii……………................…........65

IV.5.6. Calculul arcului central tip diafragmă……………….................………………..65

IV.6. Calculul arborelui ambreiajului………………………………...........………………...70

IV.7. Calculul discurilor ambreiajului………………………………………...........………..72

IV.7.1. Calculul elementelor de fixare și ghidare a discurilor de presiune…....................72

IV.8. Calculul discului condus………………………………............……………………….73

IV.8.1. Calculul niturilor de fixare a discului propriu zis pe butucul ambreiajului……...73

IV.8.2. Calculul arcului elementului suplimentar…………………..................………….74

IV.9. Calculul mecanismului de acţionare a ambreiajului……………………............……...75

IV.9.1. Calculul mecanismului de acţionare mecanică a ambreiajului………......………75

IV.9.2. Calculul mecanismului de acţionare hidraulică………….................……………78

V. DEFECTELE ŞI REPARAREA AMBREIAJELOR MECANICE ……………......……......81

VI. BIBLIOGRAFIE…………………………………………………………………….....……85



CAPITOLUL I

INTRODUCERE ÎN CONSTRUCŢIA AUTOMOBILELOR

I.1. Părţile componente ale automobilelor

Principalele parţi componente ale unui automobil sunt: motorul șasiul și caroseria. Motorul

este alcătuit din mecanismul motor și instalaṭiile auxiliare. Mecanismul motor este alcătuit din

organe (piese) fixe şi organe mobile.Organele fixe principale ale motoarelor cu ardere internă

sunt compuse din colectorul de admisie şi colectorul de evacuare, chiulasa, blocul cilindrilor,

carterul si braţele motorului. Din grupa organelor mobile fac parte arborele cotit şi volantul,

bielele şi pistoanele cu bolţi şi segmenţi.

Instalaţiile auxiliare ale motorului sunt:

instalaţia de alimentare;

mecanismul de distribuţie;

instalaţia de aprindere;

instalatia de racire;

sistemul de pornire;

aparatura pentru controlul funcţionarii.

Şasiul este compus din:

grupul organelor de transmitere a momentului motor la roţile motoare;

sistemele de conducere;

organele de susţinere;

instalaţiile auxiliare.

Rolul transmisieieste de a transmite, de a modifica și de a distribui momentul motor la roţile

autovehiculului.

Abreiajul are rolul de a realiza cuplarea progresivă si decuplarea motorului de restul

transmisiei ȋn momentul pornirii, precum și ȋn timpul mersului, la schimbarea treptelor cutiei de

viteze.

Rolul cutiei de viteze este de a modifica forṭa de tracţiune ȋn funcţie de valoarea rezistenţei la

ȋnaintare.



Transmisia longitudinală (cardanică) serveşte latransmiterea momentului motor de la cutia

de viteze la transmisia principală. Transmisia longitudinală (cardanică) are axele geometrice ale

arborilor aşezaţi sub un unghi variabil datorită variaţiilor suspensiei.

Transmisia principal are rolul de a transmite momentul motor de la transmisia cardanică,

sistemul ȋn plan longitudinal al autovehiculului, la diferenţial și arborii planetari situaţi intr-un

plan transversal; transmisia principală marește, ȋn acelasi timp, momentul motor.

Mecanismul de direcţie servește la schimbarea direcţiei de mers a automobilului, prin

schimbarea planului de direcţie ȋn raport cu planul longitudinal al automobilului; mecanismul de

direcţie este și un organ de siguranţă rutieră.

Reducerea vitezei (sau chiar oprirea) automobilului se realizează cu ajutorul sistemului de

frȃnare, dupa dorinţa conducătorului. De asemenea, cu ajutorul sistemului de frȃnare se

realizează şi imobilizarea automobilului ȋn timpul staţionării sau parcării pe un plan orizontal,

pantă sau rampă.

Instalaţiile aixiliare ale automobilului servesc la asigurarea confortului siguranţei circulaţiei

şi a controlului exploatării.

I.2.Clasificarea autovehiculelor

Clasificarea automobilelor se face ȋn raport cu anumite criterii. Trebuie subliniat, ȋnsa, faptul

ca, ȋn diverse tari sau dupa diverși autori, chiar in raport cu acelaşi criteriu, clasificările

automobilelor nu sunt identice.

După destinaţie,automobilele pot fi:

1. Automobile pentru tansportul persoanelor;

2. Automobile pentru transportul mărfurilor;

3. Automobile speciale.

Aceste scopuri determină, ȋn primul rȃnd, forme diferite ale caroseriei.

După particularitaţile constructive, automobilele se clasifică după tipul motorului și după

felul transmisiei.

Dupa tipul motorului, automobilul poate fi: cu motor termic sau cu motor electric (acţionat cu

baterii de acumulatoare sau pile de combustie).



Motoarele termice folosite de automobile sunt: cu aprindere prin scȃnteie (cu carburator sau cu

injecţie de benzină), cu aprindere prin compresie (Diesel), turbina cu gaze, cu reacţie (la unele

automobile de curse) si cu abur.

Dupa felul transmisiei, automobilele pot avea: transmisie mecanică, transmisie hidraulică,

transmisie hidromecanică și transmisie electrică.

După capacitatea de trecere,care caracterizează posibiltăţile de ȋnaintare, automobilele pot fi:

cu capacitatea de trecere normală si cu capacitatea de trecere mare (automobilele de teren).

O caracteristica importantăa automobilelor o constituie formula roţilor care se poate reprezenta

ȋn forma generală astfel:

2pt x 2pm, unde pt reprezintă numarul total al punţilor sau al osiilor, iar pm- numărul punţilor

motoarelor.Din acest punct de vedere se deosebesc automobile cu: două punţi (4 x 2 sau 4 x 4),

trei punţi (6 x 2, 6 x 4 sau 6 x 6) si cu patru punţi (8 x 4, 8 x 6 sau8 x 8).

1. Automobile pentru transportul persoanelor

Automobilele pentru transportul persoanelor se clasifică ȋn: autoturisme, autobuze și

automobile de performanţe.

Clasificarea autoturismelor.Autoturismul este un automobil care, prin construcţie și

amenajare este destinat transportului de persoane, avȃnd cel mult nouă locuri (inclusiv cel al

conducatorului auto). Poate tracta și remorci a căror masă să nu depășească masa automobilului

tractor.

Clasificarea autoturismelor se face dupa capacitatea cilindrică a motorului și dupa tipul

caroseriei.

Dupa capacitatea cilindrică a motorului, autoturismele pot fi:

Autoturisme foarte mici (microturisme), cu capacitatea cilindrică mai mică de 600 cm³;

Autoturisme mici, cu capacitatea cilindrică ȋntre 600 si 1300 cm³;

Autoturisme mijlocii, cu capacitatea cilindrică ȋntre 1300 si 2500 cm³;

Autoturisme mari, cu capacitatea cilindrică mai mare de 2500 cm³;

Dupa tipul caroseriei, autoturismele pot fi: cu caroserie ȋnchisă, cu caroserie deschisă și

decapotabile. Dupa forma caroseriei, autoturismul poate fi: limuzină, cupeu, cabrioletă, landolet,

autoturism-teren şi aututurism-sport.



Organizarea general a autoturismelor. Aceasta este determinată de locul de dispunere a

motorului cu punţile motoare.

După schema de organizare generală autoturismele pot fi: cu motorul ȋn faţă şi puntea motoare

ȋn spate; cu motorul ȋn faţa și puntea motoare tot ȋn faţa; cu motorul ȋn spate și puntea motoare ȋn

spate.

Soluṭia clasică. Pentru a mari suprafaṭa utilă a caroseriei, la construcţiile moderne, prevăzute cu

suspensie cu roţi independente, la care puntea rigidă propriu-zisă din faţa lipseşte, motorul este

coborȃt ȋntre roţi. Prin aceasta, ȋnalţimea centrului de masă se reduce, mărindu-se stabilitatea

automobilului. Soluţia asigură o distribuţie mai uniformă a greutaţii totale a automobilului pe

cele doua punţi și prezintă o accesibilitate mai bună la motor şi transmisie pentru lucrările de

intreţinere tehnică.

Soluţia totul ȋn fată. La această soluţie, grupul motor-transmisie este dispus, ȋn mod normal, ȋn

sens longitudinal, cu motorul ȋn spatele roţilor din faţă, ȋntre roţi sau ȋnaintea lor. Ca variantă

deosebită a formulei totul ȋn faţă sunt autoturismele la care grupul motor-transmisie este dispus

transversal, ȋn scopul de a caştiga un spaţiu cȃt mai mare la persoane la aceeaşi deschidere ȋntre

punţi.

Soluţia totul ȋn faţă, prin lipsa arborelui longitudinal, permite coborȃrea caroseriei (deci și a

centrului de masă), prezentȃnd ȋn felul acesta o stabilitate mai mare ȋn comparaţie cu soluţia

clasică.Această soluţie, spre deosebire de soluţia totul ȋn spate şi cea clasică, prezintă o

stabilitate marită ȋn viraj.

In afară de avantajele prezentate, soluţia totul ȋn faţă are şi unele dezavantaje, ca:

Micşorarea greutaţii aderente la urcarea pantelor;

Complicaţii constructive pentru puntea din faţă, care este, ȋn acelasi timp, o punte motoare şi de

direcţie;

Manevrarea mai dificilă a volanului etc.

Soluţia totul ȋn spate permite, de asemenea, coborȃrea centrului de masă prin lipsa arborelui

longitudinal. Prin dispunerea motorului in spate se reduce mult zgomotul și se elimină scăpările

de gaze ȋn interiorul caroseriei. La urcarea unei pante, greutatea aderentă crește, deoarece, ȋn

acest caz, roţile din spate, care se ȋncarcă suplimentar, sunt şi roţi motoare.

Soluţia totul ȋn spate permite o profilare aerodinamică mai bunăa autoturismului la partea

frontală.



Această soluţie se ȋntȃnleste ȋn două variante:cu agregatulmotor-transmisie longitudinal, ȋn

consolă, ȋn spatele punţii (soluţia cea mai raspȃndită) şi cu el dispus transversal.

Soluţia totul ȋn spate reprezintă, ȋnsă şi unele dezavantaje, cum sunt:

consumul unei puteri mai mari pentru instalaţia de răcire a motorului ( ventilator mai mare);

necesitatea unor comenzi lungi și complicate;

uzuri mari la motor, deoarece aspiră praful ridicat ȋn timpul mersului etc.

Clasificarea autobuzelor.Autobuzul este un automobil care, prin construcţie şi amenajare,

este destinat transportului de persoane şi bagaje, avȃnd mai mult de nouălocuri pe scaune. Poate

tracta și remorci.

Autobuzele se clasifică dupa: destinaţie, numarul de locuri şi lungimea de gabarit şi dupa

modul de organizare generală.

După destinaţie, autobuzele se clasifică astfel:

urban, pentru transportul ȋn comun ȋn interiorul oraşelor, amenajat cu locuri pe scaune, ȋn

coridor de trecere şi cu cel puţin două platforme pentru urcare și coborare ușoară și rapidă ȋn

staţii;

Interurbane, amenajat cu locuri pe scaune și un coridor ȋngust de trecere;

Autocar, pentru transportul pe distanţe lungi și numai pe scaune ale turiștilor și amenajat pentru

transportul bagajelor.

După numărul de locuri şi lungimea de gabarit se deosebesc:

Autobuze de capacitate foarte mică pana la 15 locuri, denumite microbuze;

Autobuze de mică capacitate cu 15-30 locuri;

Autobuze de capacitate medie cu 30-40 locuri și lungime totală de 7,5-9,5 m;

Autobuze de capacitate mare cu peste 40 locuri și lungime totală mai mare de 9,5 m.

După modul de organizare generală, autobuzele se realizează cu amplasarea motorului: ȋn faţă;

sub podea; la mijlocul autobuzului (ROMAN, DAF); ȋn spate.

Soluţia cu dispunerea motorului ȋn faţă prezintă avantajul comenzilor direcţie, dar și

dezavantajele: centrul de masă ridicat și posibilitatea pătrunderii gazelor de la motor ȋn interiorul

caroseriei. Autobuzele cu motor dispus la mijloc sub podea au o repartiţie mai bună a greutaţii

pe punţi.



Autobuzele cu motor dispus ȋn spate prezintă avantajul maririi suprafeţei utile a caroseriei, dar

complica sistemul de comanda al grupului motor-transmisie.

Clasificarea automobilelor de performanţă.Automobilele de performanţe sunt automobile

construite pentru realizarea unor performanţe deosebite.În aceasta categorie intră automobilul de

curse și automobilul de sport (roadster).

2. Automobile pentru transportul mărfurilor

Automobilele pentru transportul mărfurilor și, uneori, al persoanelor se clasifică, după

destinaţie și după incărcătura utilă, astfel:

Autoutilitară,automobilul cu caroserie ȋnchisă și cabina separată, avȃnd ȋncărcatura utilă pană la

10000 N;

Autocamionetă, automobil cu carseria deschisă, eventual acoperită cu un coviltir de pȃnză și o

cabină separată pentru conducător, avȃnd ȋncărcătura utilă de circa 15000-20000 N;

Autocamion, automobil avȃnd o caroserie deschisă sau numai o platformă cu obloane laterale şi

o cabină separată.

Autocamioanele se clasifică ȋn:

Autocamioane uşoare, cu sarcina utilă de 15000-30000 N;

Autocamioane mijlocii, cu sarcina utilă de 30000-80000 N;

Autocamioane grele, cu sarcina utilă de 80000-120000 N;

Autocamioane foarte grele cu sarcina utilă peste 120000 N;

Autobasculanta, automobil destinat transportului de bunuri, avȃnd o benă metalică basculantă.

Autocamioane cu organizarea generală ȋn funcţie de dispunerea motorului faţă de cabină și

platformă, astfel:

Cu motorul dispus ȋn faţa cabinei (SR-131);

Cu motor dispus ȋn cabină (ROMAN);

Cu motorul dispus ȋntre cabină și platformă.

3. Automobile cu destinaţie specială

Aceste automobile sunt destinate anumitor servicii si specializate pentru anumite transporturi,

și anume:

Autocisterna, echipate cu unul sau mai multe recipiente pentru transportul lichidelor;



Autoizoterma, cu caroserie ȋnchisă, termoizolantă;

Autotractorul, amenajat numai pentru tractarea uneia sau mai multor remorci sau a altor

vehicule.

Tot ȋn categoria automobilelor cu destinaţie specială intră şi autostropitoarele, autoscările,

autoplugurile, autosanitarele etc.

I.3. Parametrii constructivi ai automobilelor

I.3.1. Dimensiunile principale ale autovehiculelor

În figura 1.1. sunt prezentate principalele dimensiuni geometrice ale automobilului, conform

STAS 6689/2-80.

Lungimea A, reprezintă distanţa dintre două plane verticale, perpendiculare pe planul

longitudinal de simetrie al automobilului şi tangente la punctele extreme din faţă şi din spate.

Toate elementele din faţa sau din spatele automobilului (cârlige de tracţiunee, bare de protecţie)

sunt incluse în aceste două plane.

Lăţimea l, reprezintă distanţa dintre două plane verticale şi paralele cu planul longitudinal de

simetrie, tangente la automobil, de o parte şi de alta a sa. Toate organele laterale ale

automobilului fixate rigid, cu excepţia oglinzilor retrovizoare, sunt cuprinse între aceste două

plane.

Înălţimea autovehiculului, H, reprezintă distanţa dintre planul său de sprijin şi planul

orizontal tangent la partea superioară a automobilului, fără încărcătură cu pneurile umflate la

presiunea indicată de producător.

Ampatamentul, L, reprezintă distanţa dintre axele geometrice ale punţilor automobilului. În

cazul automobilelor cu trei punţi ampatamentul se defineşte ca distanţa dintre axa punţii faţă şi

jumătatea distanţei celor două punţi din spate. Ampatamentul autovehiculelor cu mai mult de

trei punţi se defineşte ca suma distanţelor consecutive dintre axele punţilor, începând cu puntea

din faţă. La automobilele care tractează semiremorci ampatamentul se calculează cu suma dintre

distanţa de la axa punţii faţă la axa pivotului de tracţiune şi distanţa dintre aceasta şi planul

vertical ce trece prin axa primei osii a semiremorcii.

Ecartamentul B, reprezintă distanţa dintre planele mediane ale roţilor aceleiaşi punţi. În cazul

roţilor spate echipate cu roţi duble, ecartamentul se defineşte ca fiind distanţa dintre planele

perpendiculare pe calea de rulare paralele cu planul de simetrie al automobilului, care trec la



jumătatea distanţei dintre roţile de pe aceeaşi parte a punţii respective.

Consola faţă, l1, reprezintă distanţa dintre două plane verticale transversale, care trec, respectiv,

prin punctul extrem din faţă al automobilului şi prin axa punţii faţă (fig. 1.2.)

Consola spate, l2, reprezintă distanţa dintre două plane verticale transversale, care trec,

respectiv, prin punctul extrem din spate al automobilului şi axa punţii spate (fig. 1.2.).

Figura 1.1. Dimensiunile geometrice ale automobilului

Caracteristicile geometrice ale capacităţii de trecere a automobilului

Capacitatea de trecere a unui automobil reprezintă capacitatea acestuia de a se putea deplasa pe

drumuri neamenajate, în teren natural fără drum şi de a putea trece peste obstacole de anumite

mărimi. Capacitatea de trecere este diferită în funcţie de tipul, construcţia şi destinaţia

automobilului. Această caracteristică nu este foarte importantă la automobilele destinate

circulaţiei pe drumuri bune, cum sunt autoturismele de oraş, autobuzele urbane şi interurbane

dar ea se impune la autoturismele utilitare şi variantele lor, la autocamioane şi chiar la

autobuzele uşoare, care trebuie să circule şi pe drumuri neamenajate.

Figura 1.2. Capacitatea de trecere



Cea mai mare capacitate de trecere o au automobilele de construcţie specială numite “tot-

teren”, care pot circula atât pe drumuri neamenajate cât şi în teren natural, fără drum, în condiţii

de ploaie, zăpadă, polei, etc., ca şi automobilele speciale (militare sau care lucrează în exploatări

miniere, petroliere, în condiţii de şantier, etc.). Aceste automobile au o capacitate de trecere

îmbunătăţită şi datorită tracţiunii integrale, care distribuie momentul motor la toate roţile

automobilului. Capacitatea de trecere se îmbunătăţeşte prin folosirea transmisiilor la care, la

schimbarea treptelor de viteze, nu se întrerupe fluxul de putere dintre motor şi roţile motoare. Un

automobil cu capacitatea de trecere mărită trebuie să permită depăşirea obstacolelor fără riscul

“suspendării” roţilor motoare şi să asigure corelarea dintre forţa de tracţiune maximă la roţi şi

aderenţa acestora cu calea de rulare. Caracteristicile geometrice ale automobilului, care

caracterizează capacitate de trecere sunt următoarele: lumina sau garda la sol-c, raza

longitudinala de trecere- l, raza transversală de trecere- t, unghiurile de trecere din faţă- 1 şi din

spate- 2.

Garda la sol c , reprezintă distanţa, măsurată pe verticală, dintre partea cea mai de jos a

şasiului automobilului complet încărcat şi calea de rulare. Acest parametru reprezintă înălţimea

maximă a obstacolelor care pot fi trecute de automobilul încărcat la sarcina nominală, fără să le

atingă. Partea cea mai coborâtă a şasiului se găseşte, de obicei, sub puntea din faţă sau sub

carterul punţii din spate, în dreptul transmisiei principale. La unele automobile, partea cea mai

joasă poate fi baia de ulei a motorului ( la unele autobuze la care motorul este amplasat la

mijlocul autobuzului, sub podea ). În literatura de specialitate sunt date valorile acestui

parametru pentru diferite categorii de automobile.

Raza longitudinala de trecere ( p l) reprezintă raza suprafeţei cilindrice convenţionale,

tangentă la roţile din faţă , roţile din spate şi la punctul cel mai coborât al automobilului, situat

intre punţi. Raza longitudinala determină conturul proeminenţei peste care poate să treacă

automobilul, fără să o atingă cu punctele cele mai joase. Cu cât aceasta rază este mai mică cu

atât capacitatea de trecere a automobilului este mai mare.

Raza transversală de trecere (p t ),reprezintă raza suprafeţei cilindrice convenţionale,

tangentă la punctul cel mai coborât, din faţă sau din spate şi la pneuri. Această rază arată

mărimea obstacolelor, în plan transversal, peste care poate trece automobilul. Valori mici ale

razei transversale determină o capacitate mărită de trecere a automobilului.

Unghiurile de trecere 1 în faţă şi 2 în spate sunt determinate de tangentele la pneul din

faţă, respectiv din spate şi partea cea mai din faţă, respectiv din spate a şasiului sau caroseriei (



fig.1.2) La circulaţia pe un drum accidentat şi mai ales in situaţia în care automobilul urcă sau

coboară unele denivelări întâlnite pe calea de rulare, este posibil să atingă drumul cu capătul din

faţă sau cu cel din spate. Probabilitatea este cu atât mai mare cu cât unghiurile de trecere sunt

mai mici şi cu cât consolele sunt mai mari.

I.3.2. Capacitatea de încarcăre şi greutatea automobilelor

Masele autovehiculului sunt :

a) masa proprie a autovehiculului ’’M0’’căreia îi corespunde greutatea proprie ’’G0’’. Aceasta

reprezintă masa vehiculului carosat fară încărcătură , gata de drum cu 90% din carburant și

conducătorului auto (75 kg).

b) masa totală maximă admisibilă ’’Ma’’ , căreia îi corespunde greutatea totală maximă

admisibilă ’’Ga’’ . Aceasta reprezintă masa proprie a autovehiculului la care se adaugă masa

maximă a încărcăturii stabilită de constructor.

c) masa totală maximă autorizată , căreia îi corespunde greutatea totală maximă autorizată .

Aceasta reprezintă masa totală maximă a fiecarui tip de autovehicul autorizat pentru circulaţia pe

drumurile publice conform legislaţiei în vigoare. Nu poate depăşi masa totală tehnic admisibilă

prevăzută de constructor .

d) Sarcina utilă maximă constructivă a autovehiculului ‚’’Mu’’ , căreia îi corespunde greutatea

utilă ’’Gu’’ a autovehicului. Aceasta reprezintă masa maximă a încărcaturii prescrisă de

constructor .

e) Sarcinile pe puntea din faţă şi pe puntea din spate reprezintă masele ce revin fiecărei punţi

prin repartizarea masei totale maxime admisibile . Acestora le corespund greutăţile pe puntea

din faţă şi pe puntea din spate notate cu ’’G1’’ , respectiv ’’G2’’ (Fig. 1.3) .

Figura 1.3. Poziţia centrului de masă



CAPITOLUL II

REZISTENŢE LA DEPLASAREA AUTOMOBILELOR

II.1. Rezistenţa la rulare

Rezistenaţa la rulare ( Rr ) este oforţă cu acţiune permanentă la rularea roţilor pe cale, de

sens opus sensului deplasării autovehiculului.

Cauzele fizice ale acestei rezistenţe la înaintare sunt: deformarea cu histerezis a pneului,

frecări superficiale între pneu şi cale, frecările din lagărele roţii, deformarea căii, percuţia dintre

elementele pneului şi microneregularităţile căii, efectul de ventuză produs de profilele cu contur

închis pe banda de rulare etc.

Figura2.1 Pierderile de enrgie prin fenomenul de histerezis la deformarea flancurilor şi

benzii de rulare

Figura 2.2. Deformarea caii de rulare



Figura2.3. Dezechilibrul dintre valorile din zona posterioară şi cea anterioare ale petei de

contact ȋn cazul roţii conduse

Faţă de cauzele determinate, rezistenţa la rulare depinde de un număr mare de factori de

influenţă, printre caresemnificativi sunt: construcţia pneului, viteza de deplasare, presiunea

aerului din pneu, forţele şi momentele ce acţionează asupra roţii.

În calculele de proiectare dinamică a autovehiculelor, rezistenţa la rulare este luată în

considerare prin coeficientul rezistenţei la rulare f, care reprezintă o forţă

specifică la rulare definită prin relaţia:

cos

a

r

G

Rf , (2.1)

unde:Rr – este rezistenţa la rulare ;

Ga cos - componenta greutăţii normală pe cale ;



Figura 2.4. Procesele de histerezis din cauciuc produse la depasire microneregularitatilor

drumului

II.2. Rezistenţa la urcarea pantelor

Rezistenţa la urcarea pantei este, de fapt, componenta paralelă cu panta, a greutaţii

autovehiculului, indreptată catre baza pantei. Ea este aplicată, ca si forţă de greutate, in centrul

de greutate al autovehiculului. Pentru pante cu înclinări mari ( 35o ) expresia rezistenţei la

pantă este dată de relaţia, ( Utaru M.):

Rp = Ga * p [ N ] (2.2)

Figura 2.5. Rezistenţa la urcarea pantei



Inclinarea caii de rulare se apreciaza prin:

- unghiul cu orizontală, 𝛼𝑝 ;

- panta 𝑝 = 𝑡𝑔𝛼𝑝=h/l ; (2.3)

unde: h este diferenţa de nivel urcata de autovehicul atunci cand parcurge pe cale o distanţă a

carei proiecţie pe orizontală este l.

Panta poate fi exprimată procentual: 𝑝[%]=𝑝 ∗ 100 = 100 ∗ tan𝛼𝑝 . (2.4)

Puterea necesara pentru ȋnvingerea rezistenţei totale a drumului este dată de diagramele din

figura de mai jos:

Figura 2.6. Puterea necesara pentru invingerea rezistenţei totale a drumului

II.3. Rezistenţa la demarare

Regimurile tranzitorii ale mişcării automobilului sunt caracterizate de sporiri ale vitezei

(demaraje) şi reduceri ale vitezei (frânare). Rezistenţa la demarare ( Rd ) este o forţă de

rezistenţă ce se manifestă în regimul de mişcare accelerată a autovehiculului.

Ca urmare a legăturilor cinematice determinate în lanţul cinematic al transmisiei dintre

motor şi roţile motoare, sporirea vitezei de translaţie a autovehiculului se obţine prin sporirea

vitezelor unghiulare de rotaţie ale elementelor transmisiei şi roţilor. Masa autovehiculului în

mişcare de translaţie capătă o acceleraţie liniară, iar piesele aflate în mişcare de rotaţie,

acceleraţii unghiulare.

Influenţa asupra inerţiei în translaţie a pieselor aflate în rotaţie se face printr-un coeficient

, numit coeficientul de influenţă a maselor aflate în mişcare de rotaţie.

Rezistenţa la demarare este astfel dată de relaţia, ( Utaru M.) :



(2.5)

unde : ma – masa automobilului [ kg ] ;

- coeficientul de influenţă al maselor aflate în mişcare de rotaţie ;

dv/dt = a – acceleraţia mişcării de translaţie a autovehiculului [ m/s2 ].

Pentru calculul rezistenţei la demarare este necesară cunoaşterea mărimii coeficientului de

influenţă a maselor aflate în mişcare de rotaţie.

Deoarece rezistenţa la rulare cât şi rezistenţa la pantă sunt determinate de starea şi

caracteristicile căii de rulare, se foloseşte gruparea celor două forţe într-o forţă de rezistenţă

totală a căii ( R ), dată de relaţia :

R = Rr + Rp = Ga ( f cos + sin ) = Ga * [ N ] (2.6)

unde : - coef. rezistenţei totale a căii pentru înclinarea drumului de 350

II.4. Rezistenţa aerodinamică

Curgerea aerului peste caroseria autovehiculului este guvernată de relaţia dintre viteză şi

presiune descrisă de legea lui Bernoulli pentru un fluid ideal (lipsit de vascozitate, incompresibil

), neglijand forţele masice:

𝑝𝑠𝑡𝑎𝑡𝑖𝑐 +𝑝𝑑𝑖𝑛𝑎𝑚𝑖𝑐 =𝑝𝑡𝑜𝑡𝑎𝑙(2.7)

Ecuatia lui Bernolli arata că ȋn vecinatatea caroseriei suma presiunii statice şi dinamice este

constantă.

Figura 2.7. Vizualizarea liniilor de curent in tunelul aerodinamic

dt

dvmR ad **



a) La distanţă faţă de caroserie:

- presiunea statică este presiunea atosferică𝑝𝑠=𝑝𝑎𝑡𝑚 . ,

- presiunea dinamică este produsă de viteze relative, care este constantă pentru toate liniile de

curent.

Rezultă ca presiunea totala este aceeasi pentru toate liniile de curent.

b) In apropierea caroseriei:

- liniile de curent se despart, unele trecȃnd pe deasupra, altele trecand pe sub autovehicul, iar un

aerloveste frontal;

- faptul ca liniile de curent se ridică ȋn punctual A, trecȃnd peste autovehicul arata că presiunea

static este mai mare decat cea atmosferică din liniile de curent nedeformate de la dreapta. Daca

presiunea staticăeste mai mare decȃt cea atmosferică, viteza s-a redus, conform legii lui

Bernoulli.

- dupa depaşirea parţii frontale a capotei, ȋn punctul B, liniile de curent ȋși schimbă din nou

direcţia, curbȃndu-se ȋn jos pentru a urmări profilul capotei; deci presiunea static scade si, prin

consecinţă, viteza creste.

Rezistenţa aerului există şi este produsă de :

- frecarea aerului pe suprafaţa caroseriei;

- modul ȋn care frecarea aerului de suprafaţa caroseriei modifică curgerea aerului ȋn partea din

spate a caroseriei.



CAPITOLUL III

CONSTRUCŢIA ŞI FUNCŢIONAREA AMBREIAJELOR

III.1. Destinaţia ambreiajelor

Ambreiajul este inclus în transmisia automobilului în scopul compensării principalelor

dezavantaje ale motorului cu ardere internă, care constau în: imposibilitatea pornirii sub sarcină,

existenţa unei zone de funcţionare instabile şi mersul neuniform al arborelui cotit. Necesitatea

includerii ambreiajului în transmisia automobilului este determinată de particularităţile

funcţionării acesteia, caracterizată mai ales de cuplarea şi decuplarea transmisiei automobilului

de motor. Decuplarea este necesară la oprirea şi frânarea totală a automobilului sau la

schimbarea treptelor de viteze, iar cuplarea este necesară la pornirea din loc şi după schimbarea

vitezelor. Prin decuplarea transmisiei de motor, roţile dinţate din cutia de viteze nu se mai află

sub sarcină şi cuplarea lor se poate face fără eforturi mari între dinţi. În caz contrar, schimbarea

treptelor de viteză este aproape imposibilă, funcţionarea cutiei de viteze fiind însoţită de zgomot

puternic, uzura dinţilor este deosebit de mare şi poate avea loc chiar distrugerea lor. Cuplarea

lină a arborelui primar al cutiei de viteze cu arborele cotit al motorului, care la o turaţie ridicată,

asigură creşterea treptată şi fără şocuri a sarcinii la dinţii roţilor dinţate şi la piesele transmisiei,

fapt care micşorează uzura şi elimină posibilitatea ruperii lor.

Cerinţele principale impuse ambreiajelor automobilelor sunt următoarele:

la decuplare, să izoleze rapid şi complet motorul de transmisie, pentru a face posibilă

schimbarea vitezelor fără şocuri;

la cuplare, să îmbine lin motorul cu transmisia, pentru a evita pornirea bruscă din loc a

automobilului şi şocurile în mecanismele transmisiei;

în stare cuplată să asigure o îmbinare perfectă între motor şi transmisie, fără patinare;

elementele conduse ale ambreiajului să aibă momente de inerţie cât mai reduse pentru

micşorarea sarcinilor dinamice în transmisie;

să aibă o funcţionare sigură şi de lungă durată;

acţionarea să fie simplă şi uşoară;

regimul termic să aibă valori reduse şi să permită o bună transmitere a căldurii în mediul

înconjurător;



să asigure la cuplare eforturi reduse fără a se obtine ȋnsa o cursa a pedalei mai mare de

120-200 mm (limita superioară la autocamioane). Forţa la pedală, necesară decuplării, nu trebuie

să depăşească 150 N la autoturisme şi 250 N la autocamioane şi autobuze.

III.2. Clasificarea ambreiajelor automobilelor

Ambreiajele folosite ȋn construcţia de automobile se clasifică după modul de transmitere a

momentului şi după modul de acţionare.

Figura 3.1. Clasificarea ambreiajelor

- ambreiajele mecanice pot avea unul sau mai multe discuri de fricţiune , pot fi cu arcuri

dispuse periferic, cu arc central spiral sau diafragmă si centrifugal sau semi- centrifuge;

- ambreiajele hidraulice pot fi cu prag fix , cu prag mobil sau cu cameră de colectare;

- ambreiajele electromagnetice pot fi cu sau fară pulbere feromagnetică;

- ambreiajele neautomate sunt puse ȋn funcţiune de forţa musculară a conducatorului prin

actionarea mecanică sau hidraulică; uneori sistemul de acţionare al ambreiajului neautomat este

prevăzut cu un servomecanism de tip mecanic , hidraulic sau pneumatic care reduce efortul

depus de conducător;



- ambreiajele automate pot fi acţionate hidraulic, pneumatic, electric sau vacumatic, ȋn funcţie

de poziţia pedalei acceleratorului, turaţia şi sarcina momentului sau de poziţia pȃrghiei de

schimbare a treptelor de viteze

III.3. Funcţionarea ambreiajelor mecanice

III.3.1. Parţile componente şi principiul de funcţionare al ambreiajelor mecanice

Ambreiajele utilizate la majoritatea automobilelor sunt ambreiajele mecanice, la care

transmiterea momentului motor la celelalte organe ale transmisiei se realizează prin forţe de

frecare ce se dezvoltă ȋntre două sau mai multe perechi de suprafeţe ȋn contact.

La ambreiajele de automobile se disting trei parţi principale, (fig.3.2):

- partea conducătoare, formată din piese care sunt permanent ȋn legatură cu motorul (se

rotesc totdeauna cȃnd motorul funcţionează );

- partea condusă care cuprinde piesele ce sunt ȋn legatură cu transmisia motorului;

- mecanismul de funcţionare, compus din piese ce transmit comanda de acţionare a

ambreiajului.

A. Ambreiajul mecanic cu arcuri periferice

Partea conducătoare cuprinde: volantul 1, placa de presiune 3 şi carcasa ei 11, arcurile

ambreiajului 9, parghiile de debreiere 6.

Placa de presiune 3 ȋmpreună cu carcasa 11 sunt fixate de volant prin intermediul unor

şuruburi. Suprafaţa lustruită a placii de presiune este una din suprafeţele active de frecare ale

ambreiajului.

Arcurile ambreiajului 9 apasă placa de presiune 3 cu o anumită forţă , care să asigure

transmiterea de către ambreiaj a cuplului maxim al motorului. Arcurile sunt aşezate ȋntre placa

de presiune şi carcasă , avȃnd fiecare bucşa de ghidare .Ambreiajele pot avea arcuri periferice

sau un singur arc central.

Pȃrghiile de debreiere 6 sunt articulate de urechile 4 şi 5 ale placii de presiune şi ale carcasei.

Capetele parghiilor, asupra cărora apasă rulmentul de presiune 8, trebuie să se afle toate ȋn

acelaşi plan, perpendicular pe axa ambreiajului .Acest lucru se realizează prin suruburile de

reglaj. În ultimul timp parghiile de debreiere cȃt şi arcurile sunt ȋnlocuite printr-o diafragmă

(Dacia 1300, Fiat 850 Renault 10), formată dintr-un disc de oṭel, avȃnd taieturi radiale.



Diafragma care echivalează cu o serie de parghii elastice aşezate circular , se reazemă pe un inel

de oţel care constituie linia ei de articulatie.

Figura 3.2. Ambreiajul mecanic cu arcuri periferice

1-volan; 2- discul condus (al ambreiajului); 3- placa de presiune; 4- urechile placii de presiune;

6- parghiile de debreiere; 7- mansonul rulmentului de presiune ; 8- rulmentul de presiune ; 9-

arcurile ambreiajului; 10- garnitura termoizolanta ; 11- carcasa placii de presiune ; 12- orificii de

evacuare a uleiului.

Partea condusă a ambreiajului este formată din discul ambreiajului 2, montat ȋntre volantul 1

şi placa de presiune 3; discul este solidarizat la rotaṭie , cu arborele primar al schimbatorului de

viteze.

Discul ambreiajului se compune dintr-un disc de oṭel, prevazut cu taieturi radiale pentru a-i

da elasticitatea necesară . Pe discul metalic se montează, prin nituire cu cap ȋnecat, garniturile de

frecare din ferodo (material care are un coeficient de frecare mare) În scopul unei cuplari line a

ambreiajului , ȋntre discul metalic și garnitura de frecare, ȋn partea dinspre schimbator de viteze

sunt montate arcuri lamelare. Un capăt al arcului este nituit la discul metalic, iar celălalt capăt la

garnitura de frecare. Arcurile sunt ȋndoite ȋn așa fel, ȋncȃt, ȋn stare liberă ȋntre disc şi garnitură



existăun joc. La cuplarea ambreiajului, pe masură ce se eliberează pedala, discul de presiune se

deplasează spre volant, comprimȃnd arcurile lamelare ale discului de frecare, şi astfel momentul

transmis creşte treptat, ceea ce conduce la o cuplare lină a ambreiajului. Montarea discului

ambreiajului pe arborele primar al schimbătorului de viteze se face cu ajutorul unui butuc cu

caneluri, de flanşa caruia se fixează prin nituire (de mentionat că nu la toate tipurile de

automobilele discul de ambreiaj se montează pe arborele primar al cutiei de viteze).

În scopul protejării transmisiei contra oscilaţiilor la răsucire, discul ambreiajului este

prevăzut cu un sistem de amortizare, cu fricţiune sau hidraulic.

Sistemul de amortizare cu fricţiune este cel mai raspȃndit. La discul ambreiajului prevăzut cu

amortizare prin fricţiune, fixarea discului metalic de flanşa butucului se face prin arcuri

elicoidale (fig.3.3). Arcurile sunt montate ȋn stare comprimată, ȋn ferestre practicate ȋn flanşa

butucului şi ȋn discul metalic. În acest fel, momentul motor de la discul metalic la flanşa

butucului se transmite prin arcurile precomprimate . În cazul ȋn care prin ambreiaj nu se

transmite nici un moment, ferestrele din discul metalic şi flanşa butucului coincide. La

transmiterea momentului, deci la cuplare, forţa se transmite prin arcuri, care se comprimă iar

discul se deplasează faţă de flanşa, primind o deplasare unghiulara. În acest mod se realizează

legatura elastică ȋntre butuc și disc, care conduce la amortizarea oscilaţiilor şi rasucire.Totodată

se realizează și o cuplare mai lină a motorului cu transmisia.

Figura 3.3. Disc de fricţiune cu arcuri de amortizare



În timpul cuplării ambreiajului, arcurile ambreiajului 9 dezvoltă o forţă de presare asupra

discului de presiune 3 şi acesta, la rȃndul său asupra discului de frecare 2, suficient pentru ca

frecarea care i-a naştere ȋntre aceste două discuri şi volant să poată transmite momentul motor la

cutia de viteze.

La debreiere cȃnd conducatorul automobilului apasă asupra pedalei, furca de debreiere

impinge rulmentul de presiune 8 ȋnainte. Acesta acţionează capetele parghiilor de debreiere 6,

care deplasează discul de presiune 3 ȋnvingȃnd forţa arcurilor 9 ȋn felul acesta, discul de frecare

2, ne mai fiind presat asupra volantului 1 şi dispărȃnd forţa de frecare, se va opri, odată cu

arborele primar al schimbatorului de viteze.

B. Ambreiajul mecanic monodisc cu arc central de tip diafragmă.

Acest tip de ambreiaj este foarte răspândit astăzi în rândul automobilelor, datorită

următoarelelor particularităţi:

- acţionarea ambreiajului este mai uşoară deoarece forţa necesară decuplării este mai mică la acest

tip de arc, arcul prezintă o caracteristică neliniară;

- forţa cu care arcul diafragmă acţionează asupra plăcii de presiune este aproximativ constantă;

Ambreiajul cu arc central de tip diafragmă este prezentat în fig.3.4.



Figura 3.4. Secţiune transversală prin ambreiajul monodisc cu arc central, tip diafragmă

1-flanşă arbore cotit; 2-bucşă de bronz; 3-arbore ambreiaj; 4-volant; 5-carcasă

ambreiaj; 6-coroană dinţată volant; 7-garnituri disc ambreiaj; 8 - placă disc ambreiaj;

9-arcuri elicoidale; 10-diafragmă; 11-rulment presiune; 12-şurub fixare;

13 – şuruburi; 14- etanşare; 15 -furcă; 16-nit diafragmă.

C. Discul de fricţiune

Pentru a obţine o cuplare cȃt mai bună a transmisiei cu motorul, ambreiajul automobilului

trebuie să fie cȃt mai elastic. Din acest punct de vedere cele mai corespunzătoare sunt

ambreiajele cu mai multe discuri deoarece momentul motor este transmis treptat de la un disc la

altul, ceea ce asigură o frecare progresivă și deci o cuplare lină. La ambreiajul cu un singur disc,

cuplarea se face mult mai rigid și din această cauză discurile de fricţiune ale acestora au o

construcţie specială. În scopul asigurării unei cuplări cȃt mai line, soluţiile constructive mai des

utilizate şi totodată recomandabile sunt cele ale discurilor ondulate sau prevazute cu arcuri plate

in interior, după cum se arată ȋn fig.3.4.



Partea periferică a discului reprezentată ȋn fig.3.5.,a, este ȋmparţită ȋn mai multe sectoare

2, ȋndoite ȋn afară sau ȋnauntru prin, alternare. Numărul sectoarelor se recomandă săfie ȋntre 4 și

12, ȋn funcţie de diametrul discului. Tăieturile radiale care dau naştere la sectoarele ondulate

micşorează totodată şi tendinţa spre deformare a discului metalic. În stare liberă, ȋntre garniturile

de fricţiune 1 și 3 există un joc δ = 12 mm iar cȃnd discul este presat, ondulaţiile ȋncep sa se

ȋndrepte treptat ceea ce asigură o frecare progresivă şi deci o cuplare lină. Un dezavantaj al

discurilor cu sectoare constă ȋn dificultatea de a obţine aceeaşi rigiditate la toate sectoarele.

Figura 3.5.Construcţia discurilor de fricţiune

D. Garniturile de fricţiune

In construcţia ambreiajelor se folosesc cupluri de frecare compuse din materiale diferite,

respective volantul şi discurile de presiune din metal, iar garniturile discului de fricţiune din

material metalic. Materialul de baza pentru confecţionarea garniturilor de fricţiune este azbestul,

care are o stabilitate chimică şi termică foarte bună. Acesta poate fi utilizată sub forma unor fire

scurte sau sub forma unor texturi, care ȋmpreună cu inserţii metalice, se presează ȋn lianţi de

tipul raşinilor sintetice, ale căror proprietăţi influentează ȋn mod hotărȃtor funcţionarea

ambreiajului.

Cele mai raspandite incluziuni metalice sunt plumbul, zincul, cuprul și alama, sub formă

de sȃrmă, şpan sau pulbere.

Cerinţele principale impuse garniturilor de fricţiune ale ambreiajelor sunt:



- să asigure coeficientul de frecare dorit şi asupra lui să influenteze puţin variaţiile de

temperatură, ale vitezei de alunecare şi ale ȋncarcării specifice;

- să aibă o rezistenţă ridicată la uzură, mai ales la temperaturi ȋnalte;

- să-şi refacă rapid proprietăţile de fricţiune iniţiale. După ȋncalzire urmată de racirea

corespunzătoare;

- sa aibă stabilitate mare la temperaturi ridicate;

- sa aibă proprietăţi mecanice (rezistenţă, elasticitate, plasticitate )ridicate;

- să se prelucreze ușor și sa asigure o cuplare lină fără șocuri, la plecarea din loc a

automobilului.

Figura 3.6.Garnituri de fricţiune ambreiaj

Uzura garniturilor de fricţiune depinde de ȋncarcarea specifică, de viteza de alunecare, și de

temperatura, cunoscȃnd că la temperaturi mai mari de 250˚C intensitatea uzurii crește brusc.

Fixarea garniturilor de fricţiune pe disc se face cu nituri sau prin lipire cu cleiuri termorezistente.

Raspȃndirea cea mai mare o are nituirea, deoarece asigură rezistenţa și siguranţa ȋn funcţionare

și permite ȋnlocuirea garniturilor făra prea mare greutate. Niturile utilizate sunt executate din

materiale cu duritate redusă (cupru, alamă, aluminiu), care nu provoacă zgȃrieturi pe suprafeţele

de frecare.

Tipuri de garnituri utilizate:

- garnituri FERODO pe bază de fibre de azbest;

- garnituri din rașini sintetice armate cu fibre de kevlar sau cu fibre de sticlă, care sunt nepoluante;



- garnituri din pulberi metalice, rezistente, dar funcţioneaza cu zgomot;

- garnituri din fibre impregnate cu liant și ȋnfașurate ȋntr-o răşina sintetică.

In funcţie de materialul utilizat, coeficientul de frecare al garniturilor variază ȋntre

0,250,35mm pentru materialele pe bază de azbest, respectiv 0,400,45 mm pentru materialele

metaloceramice.Pentru a proteja garniturile de fricţiune ȋmpotriva incălzirii exagerate, pe

suprafaţa acestora sunt prevăzute o serie de canale radiale, prin care, la rotirea ambreiajului,

circulă aer care contribuie la răcirea suprafeţelor de frecare şi la evacuarea prin centrifugare a

particulelor rezultate din uzura garniturilor.

E. Amortizarea de oscilaţii de torsiune

Pentru a feri transmisia de oscilaţii şi răsuciri cauzate de rotaţia neuniformă a arborelui cotit

și de variaţia vitezelor unghiulare la deplasarea automobilului, discul de fricţiune al ambreiajului

este prevăzut cu un sistem de amortizare a acestor oscilaţii, care servește și la asigurarea unei

cuplari mai line a ambreiajului.

Amortizarea de oscilaţii de răsucire ale ambreiajului, indiferent de caracteristica

elementului de amortizare, functionează pe baza aceleasi scheme de principiu, respectiv,

legatura dintre discul de fricţiune și butucul acestuia se face cu ajutorul unui element elastic.Din

punct de vedere constructiv aceste sisteme de amortizare diferă prin elementul elastic utilizat:

cauciuc, capsulă hidrauluică sau arcuri.

Construcţia discurilor de fricţiune cu amortizare de oscilaţii din cauciuc 1 este

reprezentată ȋn figura.3.7.

La unele ambreiaje se foloseşte amortizarea de oscilaţii de răsucire hidraulice, care au

ȋnsa o construcţie complicată, etanşeitatea se asigură cu greutate şi momentul de inerţie este

mare ceea ce face ca aceste amortizoare să aibe o aplicabilitate redusă şi aceea numai la

autoturisme.

Cea mai largă raspȃndire o au amortizoarele de oscilaţii cu inele de fricţiune şi elemente

elastice cu arcuri elicoidale, după cum se arată ȋn figura.3.7b.



a) b)

Figura 3.7.Construcţia discului de fricţiune cu amortizare de oscilaţii de torsiune cu cauciuc

La aceste construcţii elementul elastic ȋl constituie arcurile elicoidale cilindrice 1, dispuse

tangenţial ȋn ferestrele discului de fricţiune, care pot fi in numar de 6…12, ȋn funcţie de

diametrul discului. Elementul de fricţiune ȋl constituie garniturile sau inelele arcurilor 2, prinse

ȋntre flanşă şi disc.

F. Discurile de presiune

Pentru a asigura o presare uniformă a garniturilor de fricţiune, discurile de presiune

trebuie sa fie rigide, iar pentru a reduce temperatura suprafeţelor de frecare trebuie sa aibe o

masă suficient de mare, condiţie necesară pentru preluarea unei cantităţi de caldură cȃt mai

mari. La ambreiajele monodisc, ȋn scopul ȋmbunatăţirii transmisiei de caldură, discurile de

presiune sunt prevazute la exterior cu aripioare de răcire, de forma paletelor de ventilator. Unele

discuri sunt prevazute cu canale radiale de ventilaţie. În scopul transmiterii momentului,

discurile de presiune trebuie să se rotească ȋmpreună cu volantul motorului și să aibă

posibilitatea, ȋn momentul decuplarii și cuplari ambreiajului sa se deplaseze de-a lungul

arborelui acestuia. Discurile de presiune trebuie să aibă o rezistenţă mare la uzură şi de aceea ele

se execută din fontă perlitică. Discurile cu diametre mari, care sunt supuse unor solicitari

dinamice mari, se recomandă să se execute din fontă cu adaosuri de nichel mangan şi silicon.

Duritatea discurilor de presiune se recomandăsă fie HB= 170…230.



Figura 3.8. Disc de presiune ambreiaj

G. Arcul central diafragmă

Ambreiajelele cu arc tip diafragmă s-au impus ȋn totalitate pe piata de ambreiaje datorită

gabaritului sau axial redus, făcȃnd posibilă montarea ȋn spaţiile tot mai mici din jurul motorului.

Arcul tip diafragmă ȋndeplinește totodată și funcţia de cuplare/decuplare prin

presiune/depresiune a ambreiajului.

Arcul central diafragmă este un disc subţire din oţel, de formă tronconică, avȃnd o serie

de braţe elastice formate din taieturi radiale.

La ambreiajele mecanice cu arc central diafragmă, ȋn funcţie de sensul de acţionare al

forţei de decuplare, se disting două tipuri:

- ambreiaj mecanic cu arc central diafragmă decuplabil prin comprimare;

- ambreiaj mecanic cu arc central diafragmă decuplabil prin tracţiune.

La majoritatea autoturismelor şi a autoutilitarelor uşoare, se utilizează ambreiaj mecanic

cu arc central diafragmă decuplabil prin comprimare.

Arcul central sub formă de diafragmă este un disc de oţel subţire, prevazut cu taieturi

radiale (figura 3.9a).



Figura 3.9. Construcţia şi funcţionarea arcului tip diafragmă

În stare liberă, arcul are o formă tronconică, iar la montare ȋn ambreiaj el este deformat

ȋn raport cu inelul exterior 3 şi apasă cu partea exterioară pe discul de presiune 1. La decuplare,

arcul 4, fiind acţionat de rumentul de presiune 5 (figura 3.9c), se deformează ȋn raport cu inelul

interior 2, iar partea lui exterioară se deplsaează spre dreapta ȋmpreună cu discul 1 (prin

intermediul elementului de legatura 6).

Avantajele utilizării acestui tip de arc sunt:

- asigură o presiune uniformă și constantă asupra discului de presiune (nu are tendinţa sa patineze

cand garniturile sunt uzate);

- are dimensiuni de gabarit și greutate mai mică, comparativ cu alte tipuri de ambreiaje;

- forţa necesară decuplarii este mai mica decȃt ȋn cazul ambreiajului cu discuri elicoidale;

- asigură o cuplare mai lina datorită elasticitaţii mari a lamelelor arcului diafragmă.

H. Carcasa şi carterul ambreiajului

Carcasa ambreiajului se fixează pe volantul motorului şi serveste drept cadru de montare pentru

parghiile de decuplare, arcurilor de presiune şi a elementelor de solidaritate a discurilor de

presiune cu volantul. În partea centrală are o deschizătură prin care trece arborele primar al

cutiei de viteze şi al mansonului de decuplare, iar ȋn scopul asigurării unei raciri bune, carcasa

este prevazută cu ferestre de aerisire (fig. 3.10).



Figuura 3.10. Construcţia carcasei ambreiajului

Fixarea carcasei pe volant se face cu suruburi, iar centrarea cu stifturi sau cu ajutorul unui

umăr executat pe volant. Carcasa ambreiajului se ştanţează din tablă de otel cu conţinut redus de

carbon.

La unele construcţii, carterul ambreiajului se execută, ȋmpreună cu carterul cutiei de

viteze, iar la altele separate. Forma și dimensiunile carterului depind de construcţia

ambreiajului.Carterul pate fi dintr-o singură bucată, și atunci se toarnă din fontă sau din două

bucăţi, soluţie la care ambele piese pot fi turnate din fontă sau numai jumatatea superioară

turnată din fontă, iar cea inferioară stanţată din tabla de oţel. Carterul ambreiajului se centrează

pe flanșa capacului rulmentului de la arborele primar.

I. Volantul

Fiind compatibil ȋn dimensiuni cu partea conducatoare a ambreiajului, zona frontală a

volantului constituie una din suprafeţele de frecare.

Constructia volantului este determinată de rolul funcţional pe care ȋl ȋndeplineşte pentru

motor, iar configuraţia acestuia este influenţată şi de tipul mecanismului de ambreiaj cu care

acesta este asamblat.

Volantul clasic se ȋntalneste ȋn două variante: volantul monobloc plat sau cu obadă,

constituit ca o piesa masivă din fontă şi volantul modular, compus din elemente asamblate. La

autoturisme ȋn prezent se utilizează, de regulă, volant monobloc plat.



Volantul modular (figura 3.11), datorităreducerii costurilor de fabricaţie, constituie o

soluţie de viitor.

Figura 3.11. Construcţia volantului modular

a-solidar cu arborele cotit al motorului; b-solidar cu carcasa ambreiajului

Volantul modular este construit dintr-un disc de oţel (care este asamblat cu arborele cotit

al motorului) pe care se fixează volantul propriu-zis, din fonă avȃnd forma unei coroane.

In varianta firmei VALEO (figura 3.11a) de discul de oţel 1, solidarizat cu arborele cotit

al motorului, se fixează prin suruburile 2 volantul 3. La extremitatea discului de oţel 1este

stanţată coroana 4 a traductorului de turatie.

Constructia modulara a volantului produs de firma LUK (figura 3.11b) simplifică foarte

mult constructia ambreiajului, deoarece discul de oţel1 al volantului modular 2 indeplineşte şi

funcţia de carcasăa ambreiajului.

La ambreiajul din figura 3.12, construit pentru autoturisme din clasa superioară, s-a

asociat funcţionarea volantului de inerţie cu cele de element elastic suplimentar şi element

izolator pentru vibraţiile de torsiune din grupul motopropulsor.



Figura 3.12. Volantul de inertie asociat cu izolatorul de vibratii de torsiune

Dublul volant este compus dintr-un volant primar 1, fixat pe arborele cotit al motorului şi

un volant secundar 2, pe care se monteaza mecanismul ambreiaj. Între cei doi volanţi, centrati

printr-un rulment3, este amplasat izolatorul de vibraţii torsionale, compus din arcurile elicoidale

4 şi amortizorul5, format dintr-un pachet de inele de frecare. Datorită spaţiului disponibil ȋn

gabaritul volantului motor, dimensiunile izolatorului de vibraţii poate fi majorat faţa de cazul

dispunerii lui ȋn discul condus al ambreiajului, și ca urmare, rezultă un filtraj al vibraţiilor

torsionale foarte bun chiar ȋn regimuri de turatie reduse. Prin ȋnserierea arcurilor 4 ȋntre cei doi

volanţi, aceştia indeplinesc şi rolul dispozitivului elastic suplimentar pentru limitarea

momentului la cuplarea bruscăa ambreiajului.

Datorita densităţii şi comportamentului favorabil ȋn functionare (coeficient de frecare şi

rezistenţă la uzare), ȋn construcţia volantului este utilizată fonta cenuşie Fc 20 (ȋn cazul

motoarelor clasice) şi nodulară ȋn cazul motoarelor rapide. In vederea ȋmbunatăţirii

progresivităţii cuplarii şi rezistenţei la uzură, suprafaţa frontală aflată ȋn contact cu garniturile de

fricţiune este prelucrată cu rugozitate mica (0,8 mm). Lăţimea acesteia este superioară cu 23 mm

faţă de celei a garniturii.



J. Mansonul de decuplare

Manşonul de decuplare este elementul ce permite transmiterea efortului de decuplare

(prin apăsare sau tracţiune) primit de la furca de decuplare fixată pe carterul ambreiajului,

mecanismului ambreiaj aflat ȋn mişcare de rotaţie. Ansamblul este concentric cu arborele

ambreiajului.

La ambreiajele cu arcuri tip diafragmă, manşonul acţioneaza direct asupra parţii centrale

a arcului.

Manşonul se compune din două inele cilindrice coaxiale, unul ȋn rotaţie cu mecanismul

ambreiaj şi celălalt fără rotaţie, legat de furca de comandă. Pentru evitarea incălzirii produsă de

frecarea de contact, ȋntre aceste inele se intercaleazăun rulment, numit rulment de presiune.

Aceasta construcţie poate să funcţioneze şi fără cursa liberă (garda) ȋmpreuna cu un

sistem de acţionare adaptat.

Figura 3.13.Manşoanele de decuplare

Manşoanele de decuplare sunt prevazute cu rulmenti de presiune (figura 3.13.a), rulmenti radiali

de presiune (figura 3.13.b) sau cu inel de grafit (figura 3.13.c), de tipul celor produse de firmele

BSA şi SACHS.

K. Mecanismul hidraulic de comandă al ambreiajului

Ambreiajul mecanic cu discuri poate avea ȋn funcţionare două stări: cuplat şi decuplat. Trcerea

ambreiajului din starea cuplată (normală), ȋn starea decuplată se obţine ȋn urma acţiunii de

debreiere şi se realizează prin intermediul sistemului de acţionare, care desface legatura de

cuplare.



Pentru a corespunde constructiv şi functional, sistemele de acţionare a ambreiajului

trebuie să indeplinească o serie de cerinţe:

- să asigure o cuplare rapidă şi o decuplare rapidă şi totală;

- forţa aplicată pedalei să fie cȃt mai mică: 80120 N la curse ale pedalei de 80120 mm;

- să asigure compensarea automată a jocurilor datorate uzurilor normale ale ambreiajului, să aibă o

construcţie simplă și sigură ȋn utilizare.

Din punct de vedere constructiv sistemele de acţionare pot fi de mai multe feluri (figura 7.14):

- cu actionare mecanică;

- cu actinare hidraulică;

- cu actionare electromagnetică.

Comanda hidraulică a ambreiajului, ca principiu de funcţionare şi realizare constructivă, este

similară comenzii hidraulice a frȃnelor.

Mecanismul cu comandă hidraulică( fig.3.14) se compune, ȋn principal din:

- pedala ambreiajului 1, cu arcul de rapel 13

- pompa centrală a ambreiajului 3, cu rezervor de lichid ce se montează pe torpedou ȋn

partea exterioară;

Figura 3.14.Comanda hidraulică a ambreiajului



1- pedala ambreiajului; 2- tija pompei centrale; 3- cilindrul pompei;4- pistonul pompei; 5- arcul

pistonului; 6- conducta; 7- cilindrul receptor;8- pistonul cilindrului receptor; 9- tija cilindrului

receptor; 10- furca de debreiere; 11- surub de reglaj; 12- arc; 13- arcul pedalei; 14- arc; 15-

discul condus; 16- placa de presiune; 17- arcul ambreiajului; 18- parghie de debreiere; 19-

surub; 20- mansonul si rulmentul de presiune; 21- carcasa ambreiajului; 22- carcasa discului de

presiune

- cilindrul receptor 7, fixat de carterul ambreiajului prin intermediul unor șuruburi;

- conducta de legatură 6 dintre pompa și cilindru;

- furca de debreiere 10;

- rulment de presiune 20

La apăsarea pedalei ambreiajului 1, pistonul 4 din pompa centrală se deplasează și trimite

lichidul prin conducta de legatură 6, la cilindrul receptor 7, prin intermediul tijei 9, pistonul

cilindrului receptor va acţiona furca 10, producȃnd debreierea.

La eliberarea pedalei ambreiajului 1, arcurile 12 și 13 readuc mecanismul ȋn poziţia

iniţială.

Principalul avantaj al sistemului este efectul multiplicator obtinut prin adoptarea unui

diametrupentru cilindrul receptor superior celui al cilindrului pompei de comanda.

Datorită vibraţiilor grupului motopropulsor, cilindrul receptor are o fiabilitate redusă.

Pentru a atenua acest efect, precum şi pentru a spori durabilitatea rulmentului din manșonul de

decuplare a fost promovată, ȋn ultimii ani, soluţia ȋn care cilindrul receptor este integrat

mansonului de decuplare. Este suprimată astfel și furca al cărei principal inconvenient este cel

de transformare a mișcarii de rotaţie (ȋn jurul articulatiei din carter) ȋn mișcare de translaţie a

manşonului de decuplare.



In figura 3.15 sunt prezentate două soluţii:

Figura 3.15. Cilindru receptor integrat manşonului de decuplare

a-cu etanşare frontală; b-cu etanşare radială

Poziţia C dispusă deasupra axei, corespunde stării cuplate a ambreiajului, iar pozitia D,

dispusă sub axa, corespunde stării de debreiere a ambreiajului. La soluţia din figura 3.15a,

deplasarea axiala a rulmentuuli de presiune 1 se face de catre pistonul 2 al cilindrului receptor 3

din bucşa 4. Accesul lichidului sub presiune se face prin racordul 5, etanşarea fiind asigurată de

garnitura frontală cu autoetanşare 6. Menţinerea apăsării constante a rulmentului asupra arcului

diafragmă se face de către arcul de creşterea diametrului activ al cilindrului receptor, dar prin

deplasarea relativă a pistonului 1 faţă de cele două suprafeţe cilindrice concentrice ale bucşei 2,

apar dificultaţi de etanşare.

III.3.2 Influenţa ambreiajului asupra schimbarii treptelor din cutia de viteze

Pentru a studia influenta ambreiajului asupra angrenarii roţilor dinţate la schimbarea treptelor

din cutia de viteze se consideră că ambreiajul A asigură cuplarea şi decuplarea arborelui cotit

(m) al motorului de arborele primar (p) al cutiei de viteze, prevazută cu o singură treaptă. Se

admite la început că roata 3 intră în angrenare cu roata 4, în cazul în care ambreiajul este inlocuit

cu un cuplaj ce realizează o legatură rigidă între cele două părţi. Dacă vitezele tangenţiale în

punctele de contact ale roţilor 3 şi 4 sunt diferite, atunci angrenarea este echivalentă cu o

ciocnire ce are loc între două corpuri rigide. În felul acesta, asupra danturilor roţilor vor acţiona

forţe percutante de valorimari într-un interval de timp foarte scurt.Drept urmare se pot neglija



forţele careapar sub influenţa momentului efectiv al motorului şi momentul rezistent la arborea

secundar, s.

Fie ωm1 şi ωs1, vitezele unghiulare ale arborilor m şi s după angrenarea roţilor 3 şi 4.

Cinematic se obţine :

cv

s

m irr

rr

41

32

1

1

(3.1.)

unde: r1, r2, r3, r4 sunt razele cercurilor de rostogolire ale roţilor 1, 2, 3, 4 .Conform

teoriei lui Carnot referitoare la ciocnirile sistemelor rigide prin introducerea bruscă

a legaturii se poate scrie :E=E1+E2;

unde : E este energia totală a sistemului înainte de ciocnire;

E1 este energia totală a sistemului după ciocnire;

E2 este energia cinetică pierdută prin ciocnire.

Figura 3.16. Schema cinematică a transmisiei

Momentul de inerţie Ip aplicat arborelui primar p, atunci când este cuplată otreaptă de viteză

oarecare va fi dat de relaţia:



2

cv

aAp

i

III

(3.2.)

unde IA este momentul de inerţie al părţii conduse a ambreiajului, (A), arboreluiprimar (p) al

cutiei de viteze şi al roţii dinţate de pe el, al arborelui intermediar (i) şi alroţilor dinţate de pe el,

redus la arborele primar al cutiei de viteze, la momentul de inerţie al masei întregului automobil

redus la arborele secundar (S) al cutiei de viteze; cvi raportui de transmitere al cutiei de

viteze.

La cercetarea procesului de ambreiere se consideră că:

- momentui transmis de ambreiaj, Ma , variază proportional cu timpul de ambreiere, adică:

tkM a (3.3.)

Unde: - k este un coeficient de proportionalitate (k=30...50 Nm/sec.);

-t este timpul de ambreiere;

- viteza unghiulară a arborelui motor m şi deci a părţii conducătoare rămaneconstantă pe toată

durata ambreierii.

- Protejarea transmisiei de suprasarcini

Regimul cel mai caracteristic de apariţie a suprasarcinilor în transmisia automobilului este cel al

frânării bruşte pâna la oprire cu ambreiajul cuplat.

În acest caz motorul trebuie să-şi reducă turaţia într-un timp scurt,momentul forţelor de inerţie al

motorului exprimându-se cu relaţia:

dt

dIM m

jm

(3.4.)

Unde Im este momentul de inerţie al motorului redus la arborele cotit.

Deceleraţia ce caracterizează frânarea automobilului este :

dt

d

i

rr

idt

d

dt

dva m

t

r

t

m

(3.5.)

unde it este raportul total de transmitere.



Când frânarea se face prin blocarea roţilor, fară decuplarea ambreiajului,deplasarea

automobilului având loc cu viteza ridicată, momentul forţelor de inerţie care solicită transmisia

este de 15...20 ori mai mare decât momentul maxim al motorului.

Protejarea transmisiei de sarcini dinamice ridicate, create într-o situaţie ca ceadescrisă anterior,

are loc patinarea ambreiajului la transmiterea unui moment maimare decât momentul maxim al

motorului, ambreiajul comportându-se ca un cuplaj de siguranta.

III.4. Noutăţi ȋn construcţia ambreiajelor

A) Volantul cu doua mase DMF- (DUAL MASS FLYWEEL)

Motoarele moderne pot funcţiona şi la turaţii reduse, caroseriile optimizate întunele

aerodinamice produc zgomote reduse. Noi metode de calcul ajută la scădereagreutătii

automobilelor şi conceptele de staţionare măresc gradul de eficientă amotoarelor. Treapta a

cincea de viteză sau chiar a şasea scad consumul decombustibil. Uleiuri foarte fine uşurează

schimbarea cu precizie a vitezelor.

Pe scurt: sursele de zgomot cresc, atenuarea naturală scade. Datorităprincipiului de funcţionare

al motorului cu pistoane, în ciclul sau de arderi se producvibratii de torsiune în transmisie şi în

caroserie. Conducătorii auto obişnuiţi cuconfortul nu mai acceptăîn ziua de azi asemenea

atmosferă de zgomote. Astfel estemai importantă ca oricând sarcina ambreiajului care pe lângă

rolul de a desparţi şi apune în legătură, să izoleze eficient vibraţiile motorului. Din punct de

vedere fizic,soluţia problemei este uşoară. Trebuie sa crească momentul de inerţie al

transmisiefără să crească masele care vor fi cuplate. Acesta rezultă din reducerea turaţiei

careproduce această rezonanţă nedorită, sub turaţia de mers în gol. Fireşte rezonanţădevine mai

puternică.

Ca primul producător de ambreiaje în Europa, LUK a reuşit să dezvolte şi să furnizeze un volant

cu două greutăţi pentru producţia de serie mare cu care se realizează acest principiu fizic, la care

amplitudinea de rezonanţă este pastrată mică.Numele de volant cu doua mase o spune deja.

Greutatea unui volant tradiţional, a fost împarţită în două părţi, o parte continuă să aparţină

momentului de inerţie al motorului, cealaltă parte măreşte totuşi momentul de inerţie al

transmisiei.



Figura 3.17. Volantul cu două mase

1.volant primar de putere al motorului, cu locaf pentru amortizor de torsiune; 2. volant

secundar fi parted de frictiune; 3. capacul volantului primar; 4. flanşa-butuc; 5. arc de

amortizare; 6. ghidajul arcului; 7. flanşa canelata; 8. camera de unsoare; 9. membrana de

ghidaj; 10. disc de frictiune suport; 11. rulment cu role; 12. arc rotund; 13. capac de garnitura

pentru izolare; 14. arc-disc de baza pentru frictiune; 15. saiba de antrenare; 16. arc disc

ajutator; 17. tabia pentru acoperire; 18. nit; 19. saiba; 20. stift de centrare; 21. coroana



dintata; 22. canale de ventilatie; 23. locas de fixare; 24. locas de pozitionare; 25. sudura cu

laser; A - arc diafragma; B - disc condus.

Cele doua greutăţi 1 şi 2 sunt legate printr-un sistem de arcuri de amortizare 5.

Un disc de ambreiaj B fără amortizor de torsiune plasat între greutatea secundară şidiscul de

presiune realizează cuplarea şi decuplarea.Ca efect secundar pozitiv menţionăm: cutia de viteze

se lasă mai uşor comutatădatorită greutăţii de sincronizat reduse şi sincronizatoarele se uzează

mai puţin.

În figura 3.18. se prezintă marimea oscilaţiilor de torsiune în cazul unuiambreiaj clasic (a) şi în

cazul volantului cu două mase (b) la deplasarea automobiluluicu o turaţie a motorului de 800

rot/min. Se observă ca amplitudinea oscilaţiilor detorsiune din transmisie este mult mai mică în

cazul volantului cu două mase ceea cesporeşte confortul pasagerilor.

a) b)

Figura 3.18.Marimea oscilaţiilor de torsiune în cazul unui ambreiaj clasic (a) şi în cazul

volantului cu două mase (b)

Oscilaţtile de torsiune m timpul deplasării cu turaţia motorului de 800 rot/min

a - cu ambreiaj clasic; b - cu volant cu două mase: 1 - motor; 2 - volant clasic; 3 - disc condus cu

amortizor de oscilaţii: 4 - transmisie; 5 - volant primar; 6 - volant secundar; 7-amortizor de

torsiune; 8 - disc condus rigid(fără amortizor).

DMF este o soluţie ideală cu o singură rezervă aceea că amplificarearezonanţei şi maximul

momentelor sunt mai mari cu cât sunt mai mari momentele deinerţie datorate greutăţii

volantului.La volantul cu două mase ar fi mai evident acest lucru la fiecare pomire şi

oprire a motorului, mult mai evident decât la sistemele cu ambreiaj convenţionale.



Figura 3.19. Evolutia neregularitatii oscilatiilor de torsiune la diferite amortizoare

În plus scăderea masei volantului motorului, nu poate compensa fluctuaţiile(variaţiile) turaţiei

motorului satisfacător.Mulţumită experienţei de zeci de ani m construcţia e ambreiaje

specialiştiiLUK au reuşit să rezolve în mod convingător aceastâ problemă. Un amortizor

suplimentar poate evita eficient o suprasarcină m caz de rezonanţă. în regim normalde lucru

acest amortizor suplimentar nu e în funcţiune şi vibraţiile de torsiune alemotorului sunt atenuate

de amortizorul cu arcuri.Pentru o izolare optimă a vibraţiilor şi o trecere uşoarâ peste rezonanţă

lapomirea şi oprirea motorului mărimea frecării şi a fortei arcurilor, trebuie alese înmod optim.

De o însemnătate hotărâtoare este lungimea arcurilor: cu cât e mai elastic un arc, cu atât mai

bine vor fi izolate vibraţiile. Arcurile extrem de lungi ale noiigeneraţii DMF scad simţitor

constanta arcurilor faţă de DMF din prima generaţie.Astfel trecerea prin rezonanţă în regimul

cotidian de circulaţie este practic completizolată de cutia de viteze.

Avantaje: - confort de mers de înaltă clasă; absoarbe vibraţiile; izoleazăzgomotele; economie de

carburant datoritâ turaţiilor mici ale motorului; confortsporit la schimbarea vitezelor; uzură

redusă a sincronizârii; protecţie a transmisiei lasuprasarcină.

B) Ambreiaj cu volant amortiwr - DFC -(Damped flywheel clutch)

Cu volantul cu două mase e pus la dispoziţie un sistem de amortizare avibraţiilor de torsiune

deosebit de putemic, care s-a impus în domeniul claseisuperioare.Importanţa clasei mijlocii şi a

aşa-ziselor automobile compacte cu motortransversal creşte semnificativ. Cerinţele pentru

motoare cu consum redus şi poluarescăzută devin tot mai putemice. Aceasta duce însă

concomitent la fluctuaţii mari deturaţie în special la motoarele Diesel cu injecţie directă. Pentru



a atinge şi la acestevehicule acelaşi confort în mers ca la cele din clasa superioară, LUK a

dezvoltatDFC.

Două probleme esenţiale trebuie să fie rezolvate în acest sens:

1. spaţiul de montare la vehicule cu tracţiune faţâ este foarte restrâns.

2. structura preţurilor la această clasă de automobile face necesare soluţii deoptimizare a

costurilor pentru a recupera costurile datorate îmbunătăţiriiamortizorului de torsiune.

DFC izolează deja la turaţia de mers în gol foarte eficient vibraţiile motorului,asta înseamnâ că

zgomotele transmisiei şi vibraţiile neplăcute ale caroseriei laanumite turaţii dispar.

Şi în legătură cu protecţia mediului apar urmări favorabile:

- prin comportarea excelentâ cu zgomote amortizate la mersul la turaţii joase,se schimbâ mai rar

vitezele, turaţiile medii scad.

- gradul de eficienţă al întregului sistem creşte prin asta şi consumul decombustibil scade deci

scade şi emisia de gaze poluante.

DFC este o integrare a volantului cu douâ mase şi un ambreiaj cu disc condusrigid (fară

amortizor de torsiune).



Figura 3.20. Volant cu două mase şi ambreiajul său

1 – Volant primar de putere al motorului; 2 -volant secundar şiparte defrictiune; 3 - capacul

volantului primar; 4 - arc deforţă; 5,10-membranâ de centrare; 6 - ghidaj arcuri; 7 –flanşâ

canelată; 8,13,26- canal de ventilaţie, 9 - coroană dinţată; 11 - tablă deprotecţie; 12 -

contragreutate; 14 - rnlment; 15 - şurub defixare peflanşa volantului; 16,19,35 - arc -

disc; 17 - şaibă de antrenare; 18 - tablă de susţinere; 20 - ştift; 21 - ştift expandor; 22 - cameră de

unsoare; 23 – sudare prin laser; 24 - deschiderea tehnologică pentru şuruburi; 25 - disc de

presiune; 27 - arc diafragmă; 28 - inel; 29 - bolţuri nituite; 30 - arc lamelar

pentru distanţare; 31,40,43 - nituri; 32 - deschidere pentru scule de înşurubare; 33,41 - butuc;34

- şurub defixare a carcasei ambreiajuîuî pe voîant; 36 - segment nituit; 37 - segment de disc; 38 -

nit inele defricţiune; 39 - inele defricţiune; 42 - iel inerţial.



Volantul primar 1, care conţine carcasa amortizorului cu arcuri curbate 4,capacul

corespunzător 3, inelul inertial 42 şi flanşa canelară 7 sunt laminate din tablă.

Volantul secundar 2 şi discul de presiune 25 sunt confecţionate din materialtumat, foarte bun

conducâtor de căldură. Ventilarea şi răcirea aerului astfel conceputedezvoltă o răcire excelentă a

volantului şi a plăcii de presiune.Arcurile curbate: amortizorul cu arcuri curbate folosit la

volantul cu douâ maseeste integrat în unitatea DFC. Sistemul de amortizare cu arcuri trebuie

săîndeplinească două cerinţe contradictorii:

(1) în regim normal de neuniformitate a funcţionării motorului atrage numaiunghiuri de lucru

reduse în amortizor. In acest regim de funcţionare pentru amortizareoptimă sunt necesare rate

reduse ale comprimării arcurilor pentru o amortizareredusă.

(2) la schimbări tipice ale sarcinh(de exemplu accelerare la maxim) crescvibraţiile datorate

schimbării de sarcină care sunt o cauză importantâ a apariţieizgomotelor. Acest efect poate fi

contracarat numai cu un amortizor de torsiune careare o rată extrem de joasă a arcuirii şi

totodată o amortizare mare.

Amortizorul cu arcuri curbate rezolvă această contradicţie: asta înseamnâ că launghiuri mari de

lucru oferă o amortizare mare la rate foarte scăzute ale arcuirii,concomitent izolează perfect

vibraţiile printr-o atenuare redusă în regim normal de mers.

Rulmentul: o construcţie specială a rulmentului permite poziţionarea acestuiaîntre şumburile

vilbrochenului. Rulmentul 14 este permanent în afara oscilaţiilor deturaţie ale motorului fară să

aibă loc o mişcare relativă între inelul interior şi cel exterior. In acelaşi timp apar vârfuri mari de

temperatură. Aceste condiţii defuncţionare supun rulmentul la o solicitare deosebit de mare.

Soluţia este un conceptintegrat pentru rulmentul cu gamituri speciale care garantează o ungere

pe toatădurata de viaţă. 0 mască de izolare termică rezistă şi la cele mai mari temperaturi

defuncţionare.

DFC este o dezvoltare a DMF şi oferă multe avantaje:

- dimensiuni mai mici decât sistemele convenţionale

- reducerea greutăţii

- efort de montare redus datorită sistemului modular

- montare rapidă şi sigură

- reducerea costurilor



C) Ambreiaj autoreglabil- SAC - (SELF ADJUSTING CLUTCH)

La ambreiajul cu reglare după uzură, creşterea fortei de debreiere datoratăuzurii este folosită

pentru compensarea scâderii în grosime a inelelor de fricţiune.Figura 4.8. este o reprezentare

schematicâ a ambreiajului autoreglabil.

Figura 3.21. Ambreiaj autoreglabil

1 - volant; 2 - carcasă, 3 - disc de presiune; 4 - disc condus; 5 - arc diafragmă; 6 – arc diafragmă

senzor; 7 - lagârul arcului diafragmâ; 8 –până pentru autoreglare.

Principiul de functionare al ambreiajului autoreglabil

Ca principală deosebire faţâ de ambreiajele tradiţionale este faptul că lagărul 7 al arcului

diafragmă 5 nu este nituit pe carcasa 2 ci se sprijină pe un aşa-zis arcdiafragmă senzor 6. Acest

arc diafragmă senzor prezintă o plajă deosebit de largă cu forta aproape constantă, în contrast cu

arcul diafragmă a cărei forţă de apăsare estedescrescătoare cu uzura discului condus. Forţa de

apăsare a arcului diafragmâ sensor 6 se reglează chiar puţin peste forta dorită de debreiere.Atât

timp cât forta de debreiere e mai micâ decât forta de rezistenţă a arculuisenzor 6, lagărul arcului

diafragmă rămâne în aceeaşi poziţie la debreiere. Dacă din

cauza uzurii inelelor de fricţiune, forta de debreiere creşte, forta opusă de arcul sensor este

depăşită şi lagărul se deplasează pe nituri până când forţa de debreiere scade subforta arcului

senzor. între lagăr şi carcasă există pene de autoreglare 8. Senzorul de putere cu pene de

compensare a grosimii se realizează elegant şisimplu. O astfel de construcţie este prezentată în

figura 3.23.



Figura 3.22.Ambreiaj autoreglabil

1 - volant; 2 - carcasa ambreiajului; 3 - disc de presiune; 4 - disc condus; 5 - arc diafragmă; 6 arc

senzor; 7 - lagâr; 8 -pene de autoreglare: 9 - arc de presiune

În comparaţie cu un ambreiaj convenţional se adaugă doar un arc senzor (roşu)şi un inel de

compensare (galben). Arcul senzor este prins în afară pe capac şi creeazălagărul pentru arcul

diafragmă.Penele care fac de fapt reglarea ulterioară, nu sunt aşezate radial ca în schemade

principiu fig.3.22. şi sunt montate circular din cauza fortei centrifuge. Pe lângâ astamai existâ şi

un inel de material plastic cu 12 rampe suprapuse peste rampelecapacului. Inelul din plastic

denumit şi inel în rampe, este precomprimat, cu treiarcuri de presiune în sens circular, astfel

încât la deplasarea arcului senzor să umplegolul dintre lagărul arcului diafragmă şi carcasă.



Figura 3.23. Variaţia fortei de debreiere pentru un ambreiaj convenţional nou şi în stare uzată a

inelelor de fricţiune

Figura 3.23. prezintă variaţia fortei de debreiere pentru un ambreiajconvenţional nou şi în stare

uzatâ a inelelor de fricţiune. Prin comparaţie se observăforta de debreiere mult mai scâzută a

ambreiajului autoreglabil (SAC) a căruicaracteristică practic nu se schimbă pe durata de viaţă.

Ca avantaj suplimentar apare omai mare rezervă la uzură care nu mai depinde de lungimea

caracteristicii arculuidiafragmă ca la ambreiajul convenţional, ci de înălţimea rampei, care poate

ficrescută de la 4 mm la ambreiaje mici, până la circa 20 mm la ambreiaje mari.Aceasta

reprezintâ un pas hotărâtor în direcţia creşterii duratei de viaţă a

ambreiajelor.

Ambreiajul autoreglabil oferă două avantaje principale:

• Forţă de debreiere micşorată, care rămâne constantă pe durata de viaţă

• Rezervă de uzură mărită şi deci durată de viaţă mărită prin reglare după gradul de uzură.

De aici rezultă o seamă de posibile avantaje secundare ca de exemplu:

• Eliminarea servosistemelor (la utilitare);

• Sisteme de debreiere simplificate;

• Pe lângă forţe la pedală mai mici şi curse ale pedalei mai mici;

• Noi posibilităţi de reducere a diametrului ambreiajelor;

• Forţă la pedală constantă pentru toată gama de motoare;

• Cursă mai mică a rulmentului de debreiere pe durata de viaţă.



CAPITOLUL IV

CALCULUL AMBREIAJELOR MECANICE

Studiul comparativ al diferitelor tipuri de ambreiaje din dotarea autovehiculelor similare cu

cel din tema de proiect.

MEMORIU DE CALCUL

La calculul ambreiajului se urmăreşte stabilirea dimensiunilor elementelor principale ale

acestuia, în raport cu valoarea momentului motor şi pe baza parametrilor constructivi ai

automobilului.

Calculul unui ambreiaj cuprinde în principal: determinarea dimensiunilor garniturilor de

frecare; calculul arcurilor de presiune; calculul arborelui; calculul mecanismului de acţionare.

Pe baza analizelor modelelor similare de autovehicule se alege pentru autovehiculul din

tema de proiect următoarele:

un motor cu ardere internă având:

min]/[3300

][13

min]/[6000

][77

max

max

rotn

mdaNM

rotn

kwP

M

p

schimbătorul de viteză în trepte cu următoarele rapoarte de transmisie:

670,0

971,0

423,1

210,2

670,3

V

IV

III

II

I

i

i

i

i

i

raportul de transmisie al transmisiei principale :

53,40 i

soluţia constructivă de ambreiaj:

ambreiaj mecanic monodisc cu arcuri periferice elicoidale şi mecanism de acţionare mecanic.

masa totală a autovehiculului:

kgM a 1100



tipul anvelopei:

195/60 R15



Nr. 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

Marca

Caract

Skoda

fabia

sedan

Opel astra

classic II

Ford focus

1.8 TD

Seat

cordoba

1.4 sedan

Fiat siera

ELX

Dacia

solenza

1.4 MPI

Daewo

cielo 1.5

SOHC

MDI

Skoda

Octavia

1.4

Peugeot

206 sedan

1.6

Scoda

Fabia 1.6

16V

M.P.I.

Pe(Kw) 57 66 60 63 60 55 59 57 56 77

np(rot/min) 5400 6000 4000 5000 5500 5250 5600 5000 6000 6000

Me(N*m) 112 125 110 130 122 114 122 126 115 130

npn(rot/min) 3000 4000 2600 3800 2900 2800 3200 3300 3000 3300

Vmax(km/h) 180 185 190 181 180 170 183 175 170 190

nr. cilindri 4 4 4 4 4 4 4 4 4 4

Masa tot(kg) 1085 1145 1200 1075 1070 1035 1078 1073 1160 1120

Sarcina utila 1440 1590 1560 1594 1450 1460 1500 1490 1510 1565

I 0 4,70 4,65 4,60 4,98 4,81 4,61 4,34 4,19 4,65 4,53

I 1 3,72 3,72 3,72 4,02 3,69 3,65 3,55 3,40 3,71 3,67

I 2 2,18 2,60 2,11 2,98 2,11 2,13 1,98 1,90 2,20 2,21

I 3 1,29 1,36 1,34 1,44 1,29 1,35 1,20 1,25 1,40 1,42

I 4 0,95 0,94 0,95 0,96 0,80 0,87 0,98 0,92 0,96 0,97

I 5 0,50 0,60 0,64 0,67 0,57 0,60 0,70 060 0,60 0,70

form. roţilor 4x2 4x2 4x2 4x2 4x2 4x2 4x2 4x2 4x2 4x2



tip ambreiaj Monodisc

uscat

Monodisc

uscat

Monodisc

uscat

Monodisc

uscat

Monodisc

uscat

Monodisc

uscat

Monodisc

uscat

Monodisc

uscat

Monodisc

uscat

Monodisc

uscat

Tip arcuri de

presiune

Diafragma Diafragma Diafragma Diafragma Diafragma Diafragma Diafragma Diafragma Diafragma Diafragma

Tip

mecanism

actionare

Hidraulic Hidraulic Hidraulic Hidraulic Hidraulic Mecanic Hidraulic Hidraulic Hidraulic Hidraulic

Tip si

dimensiuni

anvelope

160/70

R15

165/60

R15

195/60

R15

195/55

R15

175/70

R14

175/60

R13

175/60

R14

195/60

R15

185/65

R15

195/60

R15



IV.1. Determinarea momentului de calcul

Pentru ca ambreiajul să transmită momentul maxim dezvoltat de motor fără să patineze, pe toată

durata de funcţionare chiar şi după uzarea garniturii de frecare când valoarea forţei de apăsare a

arcurilor de presiune scade este necesar ca momentul de frecare a ambreiajului să fie mai mare

decât momentul maxim al motorului. Momentul de calcul al ambreiajului reprezintă momentul

faţă de care se dimensionează elementele ambreiajului. Acesta se determină cu relaţia, ( Fratila

Gh.):

]/[max mdaNMM c (4.1)

unde : cM - momentul de calcul al ambreiajului;

- coeficient de siguranţă al ambreiajului;

maxM - momentul motor maxim.

Valoarea coeficientului maxim de siguranţă se alege conform recomandărilor literaturii de

specialitate [1] în funcţie de tipul ambreiajului şi condiţiile de exploatare ale autovehiculului.

Astfel pentru autoturisme avem: = 1,3…1,75.

Alegem = 1,5

Criteriile care au stat la baza alegerii lui au fost:

ambreiajul să nu patineze după uzura garniturilor

forţa la pedală să aibe valori optime astfel încât să nu suprasolicite conducătorul auto.

mdaNM

M

c

c

/ 19

135,1



IV.2. Determinarea dimensiunilor garniturilor de frecare

Calculul garniturilor de frecare cuprinde: determinarea dimensiunilor, calculul presiunii

specifice şi verificarea la uzură.

Figura 4.24. Garnitura de frecare a ambreiajului

Raza exterioară a garnituri de frecare se determină cu relaţia, (Fratila Gh.):

mm

ci

MRe 2

max

110

(4.2)

unde:

- coeficientul ce depinde de tipul ambreiajului şi al autovehiculului.

= 25…30mdaN

cm

2

pentru ambreiaj monodisc de autoturisme

Se alege = 27mdaN

cm

2

i=2 – numărul de perechi de suprafeţe aflate în contact

e

i

R

Rc

pentru autovehicule c=0,55-0,75

se alege c=0,75.

Valorile superioare ale lui c corespund motoarelor ce funcţionează la turaţii ridicate deoarece

alunecările dintre suprafeţele de frecare sunt mai intense la periferie.

Se alege c=0,75 deoarece motorul autovehiculului este rapid.



mm 333.136

75,012

192710

2

e

e

R

R

Deoarece dimensiunile garniturilor de frecare sunt standardizate se adoptă conform

STAS 7793-83 valorile superioare cele mai apropiate de cea calculată.

De

150

160

180

200

225

250

280

300

305

310

325

350

380

400

420

Di

100

110

120

130

150

150

155

165

165

165

175

185

195

200

220

220

g

2,5

3,5

2,5

3,5

3,5

3,5

3,5

3,5

3,5

3,5

3,5

4; 6

4; 6

4; 6

4; 6

5;6

5;6

Dimensiunile garniturii de frecare alese din standard sunt:

- diametrul exterior al garniturii: eD 280 mm

- diametrul interior al garnituri: iD 165 mm

- grosimea g =3,5 mm

Raza exterioară a garniturii de frecare:

mmR

R

mmD

R

e

e

ee

140

2

280

][2

(4.3)

Raza interioară a garniturii de frecare:

mmR

R

mmD

R

i

i

ii

5.82

2

165

][2

(4.4)

Raza medie a suprafeţei de frecare se determină cu relaţia:

mmR

R

mmRR

RRR

m

m

ie

iem

727.113

5.82140

5.82140

3

2

3

2

22

33

22

33

(4.5)



IV.3. Determinarea forţei de apăsare al arcurilor asupra discului de presiune

al ambreiajului

Din condiţia ca momentul de calcul cM să fie egal cu momentul de frecare a

ambreiajului aM rezultă următoarea relaţie,( Fratilă Gh.):

daNRci

MF

mf

a

3max 10

(4.6)

cF - forţa de apăsare asupra discului de presiune;

- coeficientul de frecare dintre discurile ambreiajului; pentru frecare ferodou fontă =

0,25…0,35

Se adoptă = 0,3

fc - coeficient ce ţine seama de frecare dintre butucul discului condus şi arborele ambreiajului.

Pentru ambreiaje monodisc fc = 0,90…0,95

Se adoptă fc =0,95

Din relaţia (26) obţinem:

daN 312.445

10727.11395,023,0

195,1

][10

3

3max

a

a

mf

a

F

F

daNRci

MF



IV.4. Verificarea garnituri de frecare

IV.4.1. Verificarea presiuni specifice dintre garniturile de frecare

Presiunea specifică între supape se determină cu relaţia, (Fratila Gh.):

2

5

22

2

5

22

max

046,1

10727.11316528023,0

195,14

104

cm

daNp

p

cm

daN

RDDi

Mp

mie

(4.7)

Pentru garniturile de frecare de ferodou valoarea admisă a presiuni specifice este:

25,3...5,1

cm

daNpa

Deoarece app garniturile rezistă la presiune.

IV.4.2. Verificarea la uzură a garniturii de frecare

Aprecierea solicitărilor la uzură a garniturii de frecare se face utilizând lucrul mecanic

specific de frecare la patinare SL în regimul pornirii de pe loc.

Acesta se determină cu relaţia, (Fratilă Gh.)

2' cm

mdaN

Ai

LLS (4.8)

unde L reprezintă lucrul mecanic de frecare la patinare al ambreiajului

mdaNii

rGL

I

ra /3,357

2

0

2

2

(4.9)

unde:

aG =1100 - greutatea totală a autovehiculului daN;

rr - raza de rulare a roţilor motoare în metri

m 319,0

336,095.0

95.0 0

r

r

r

r

r

mrr

(4.10)



0r - raza liberă a roţi care se determină pe baza caracteristici anvelopei

iI – raportul de transmitere al treptei întâi de viteză

i0 – raportul de transmitere al transmisiei principale

A’ – aria suprafeţei de frecare;

Având în vedere că autoturismul din tema de proiect are anvelopă tip 215/75R16 calculul

razei libere a roţii r0 se calculează cu formula, (Utaru M.):

mmr 5,1902

4,25150

(4.11)

25,1465,1900 Hr r j

mm 75.3360 r

75,0195pneuH (4.12)

mm 25.146pneuH

mm195Bpneu

mmmrr319,031995,074,364 (4.13)

unde:

Hpneu – înălţimea profilului pneului

Bpneu – lăţimea pneului

r – raza jantei

2222 104

' cmDDA ie

(4.14)

2

222

cm 928.401'

101652804

'

A

A

Din relaţia (4.29) rezultă:

mdaN 476.170

530,4670,3

346,011003,357

22

2

L

L




2 21,0

928.4012

476.170

cm

mdaNL

L

S

S

Valoarea admisibilă a lucrului mecanic specific la patinare: 2

75.0cm

mdaNLSa

.

Deoarece SaS LL ambreiajul rezistă la uzură.

IV.4.3. Verificarea ambreiajului la încălzire

Încălzirea ambreiajului se produce numai în timpul patinării datorită transformării

lucrului mecanic de frecare în căldură. Verificarea la încălzire se face pentru discul cel mai

solicitat termic şi se apreciază prin creşterea de temperatură .În cazul ambreiajului monodisc

verificarea la încălzire se face pentru discurile de presiune deoarece discul condus este izolat

termic prin garniturile de frecare.

Creşterea de temperatură se calculează cu relaţia, ( Pădure Gelu):

Cgc

L

p

0

427

(4.15)

unde:

- coeficientul care exprimă fracţiunea din lucru mecanic de frânare consumat pentru încălzirea

piesei care se verifică.

5,0 pentru discul de presiune al ambreiajului monodisc

c – căldura specifică a materialului piesei care se verifică.

c =0,115 Ckg

Kcal0

pentru oţel şi fontă

pg - greutatea piesei care se verifică.

Calcul greutăţii pg se face în ipoteza că discul de presiune este o placă de fontă iar

marginile acestuia trebuie să le depăşească pe cele ale garniturii de frecare cu 2-3mm.



Figura 4.25. Discul verificat la încălzire

][6...4 mmDD eep (4.16)

mm 160

5165

][6...4

mm 285

5280

ip

ip

iip

ep

ep

D

D

mmDD

D

D

(4.17)

ph - grosimea discului de presiune în metri

Se adoptă constructiv ph =10 310 m

daNghAm pp

110 (4.18)

daN 343.3

1081,91010044,07800 13

p

p

m

m

= 7800 3/ mkg pentru fontă;

g =9,81 m/ 2s acceleraţia gravitaţională;



A – aria frontală a discului

2622 104

mDDA ipep

(4.19)

2

622

m 044,0

101602854

A

A


C

Cgc

L

p

0

0

519,0

343.3115,0427

476.1705,0

427

Valoarea admisibilă a creşterii de temperatură pentru o cuplare la plecarea de pe loc în

cazul utilizării relaţiei (4.15) este: Ca

01 . Deoarece a rezultă că ambreiajul rezistă

la încălzire.

IV.5. Calculul arcului de presiune

Arcurile de presiune ale ambreiajului sunt solicitate după un ciclu asimetric cu un

coeficient de asimetrie R=0,8…0,9 iar numărul ciclurilor de solicitare în condiţiile normale de

exploatare nu depăşesc 5 1510 cicluri. Din această cauză distrugerea arcurilor de presiune nu se

produce datorită oboseli materialului.

Arcurile de presiune periferice elicoidale sunt arcuri cilindrice din sârmă trasă de oţel

carbon de calitate pentru arcuri sau oţel aliat pentru arcuri şi au o caracteristică liniară. Calculul

acestora constă în determinarea diametrului sârmei, a diametrului de înfăşurare a spirei, a

numărului de spire şi a lungimii arcului în stare liberă.

IV.5.1. Determinarea diametrului sârmei şi a diametrului de înfăşurare a spirei

Se adoptă numărul arcurilor de presiune ca multiplu de 3 astfel încât forţa de apăsare ce

revine unui arc să fie între 40-80 daN.

Se adoptă numărul de arcuri na=6.



Forţa este necesară să dezvolte un arc este:

daNn

FF

a

aa ' (4.20)

daN 218.74'

6

312.445'

a

a

F

F

O condiţie necesară pentru ca manevrarea ambreiajului să nu fie obositoare este ca în

momentul în care acesta este decuplat, forţa dezvoltată de un arc Fa” să fie maxim 10-25 % mai

mare de valoarea corespunzătoare poziţiei cuplate.

daN 6.796"

312.44515,0"

][)25,0...15,0("

a

a

aa

F

F

daNFF

(4.21)

Diametrul sârmei arcului se determină din condiţia de rezistenţă de torsiune a acestuia în

poziţie decuplată a ambreiajului cu relaţia:

mm 10

"82

ta

a cFkd

(4.22)

d

Dc

(4.23)

D – diametrul de înfăşurare al spirei arcului.

Pentru arcurile elicoidale ale ambreiajului c = 5…8 conform literaturii de specialitate.

Se adoptă c = 5,9.

k – coeficient de corecţie ce depinde de raportul c şi se determină cu relaţia:

cc

ck

615,0

)1(4

14

(4.24)

257.1

9.5

615,0

)19.5(4

19.54

k

k

ta - rezistenţa admisibilă a arcului

2

7000cm

daNta




mm 246.4

107000

9.579.66257,182

d

d

Deoarece dimensiunile pentru sârma trasă din oţel pentru arcuri sunt standardizate se

adoptă conform STAS 893-67:

d =4,5 mm.

Diametrul de înfăşurare a spirei arcului conform relaţiei (4.23) este:

mm 55.26

5.49.5

D

D

mmdcD

IV.5.2. Determinarea numărului de spire ale arcului de presiune

Din expresia matematică a săgeţi unui arc elicoidal din sârmă cu secţiunea circulară rezultă

relaţia de calcul al numărului de spire active: ( Padure Gelu)

[spire] 8

10

1

3

24

kD

dGnS

(4.25)

G – modul de elasticitate transversală al sârmei arcului;

G =800000 2cm

daN pentru oţel de arc.

1k - rigiditatea arcului

mm

daNFFk

f

aa

1

1

'"

(4.26)

unde:

1f - săgeata suplimentară corespunzătoare deformării arcului la decuplarea ambreiajului;

[mm] '21 jnjn dddf (4.27)

unde:

nd - numărul de discuri conduse;

dj - jocul dintre o pereche de suprafeţe de frecare necesar pentru decuplarea completă a

ambreiajului.

dj = 0,75…1,5mm ambreiaj monodisc

Se adoptă dj = 0,75 mm.



j’– creşterea grosimii discului condus datorită elementului elastic axial

j’ =0,5…1,5mm.

Se adoptă j’ =0,8 mm.


mm 3.2

8.0175.012

1

1

f

f

Din relaţia (46) rezultă:

mm

daNk

k

476.2

3

79.66218.74

1

1


spire 025.6

119,355.268

105.48000003

24

S

S

n

n

Numărul de spire trebuie să fie multiplu de 0,5 şi mai mare decât 6. Deoarece spirele de

la capătul arcului nu sunt active, numărul total de spire

[spire] 2 St nn (4.28)

spire. 8

26

t

t

n

n

IV.5.3. Determinarea lungimii arcului în stare liberă

Lungimea arcului în stare liberă se determină cu relaţia:

mmfLL 110 (4.29)

1L - lungimea arcului comprimat în poziţia decuplată a ambreiajului;

1f - săgeata arcului corespunzătoare poziţiei cuplate.

1L se determină din condiţia ca distanţa dintre în starea comprimată a arcului să fie js=1

mm cu relaţia, (Padure Gelu):

])[121 mmjndnL SSS (4.30)



mm 289.18

105.4800000

655.2679.668

][10

"8

mm 43

116426

1

24

3

1

24

3

1

1

1

f

f

mmdG

nDFf

L

L

Sa

(4.31)


mm 289.61

289.1843

0

0

L

L

Pentru a se evita flambajului arcului de presiune se recomandă ca: 30 D

L.

Deoarece 3308,255.26

289.610 D

L rezultă că arcul rezistă la flambaj.

IV.5.4. Determinarea coeficientului de siguranţă a ambreiajului după uzarea garniturii de

frecare

Datorită uzării garniturilor de frecare arcurile de presiune se destind mai mult şi forţa de

apăsare scade de la valoarea 'aF până la '''aF .

Momentul de frecare al ambreiajului după uzarea garniturilor de frecare este, (Fratila

Gh.)

mdaNRnFiM maaa 310'''' (4.32)

daNf

fFF aa ''''

1

2 (4.33)

][ 2 mmff u (4.34)

f – săgeata corespunzătoare arcului în poziţia cuplată a ambreiajului

mm 009.19

105.4800000

655.26419.698

][10

'8

24

3

24

3

f

f

mmdG

nDFf Sa

(4.35)



Δu - destinderea corespunzătoare uzurii tuturor garniturilor de frecare până la limita maximă

admisibilă.

[mm] 2 1udu n (4.36)

1u - uzura admisibilă pentru o garnitură de frecare.

1u =1,2…2mm

Se alege 1u =1,2 mm


mm 4.2

2,112

u

u


mm 609.16

4.2009.19

2

2

f

f


daN 4.67'''

289.18

609.16218.74'''

a

a

F

F


mdaN 592.27'

10727.11364.6723,0' 3

a

a

M

M

Coeficientul de siguranţă al ambreiajului u după uzarea garniturii de frecare este:

max

'

M

M au (4.37)

533.1

18

592.27

u

u

Deoarece u >1 rezultă că ambreiajul va transmite fără patinare momentul maxim

al motorului şi după uzarea garniturilor de frecare.



IV.5.5. Determinarea lucrului mecanic necesar debreierii

Lucrul mecanic necesar debreierii este lucrul mecanic produs de forţele elastice la

comprimarea arcurilor de presiune cu săgeata ΔF1 şi se determină cu relaţia:

mdaN 775,0

1098,0

163.2

2

79.66218.74

m][daN 1

2

2

1

"'

d

d

a

afaa

d

L

L

nFF

L

(4.38)

unde:

a - randamentul mecanismului de acţionare

98.0...80.0a , conform literaturi de specialitate

Alegem: 98,0a

Valorile recomandate ale lucrului mecanic necesar debreieri pentru autoturisme sunt

cuprinse între 0.5…1 daNm

IV.5.6. Calculul arcului central tip diafragma

Figura 4.26.Elementele geometrice ale unui arc diafragma

Forţele care solicită arcul diafragmă ȋn cele două situaţii de rezemare care apar ȋn timpul

funcţionarii ambreiajului sunt prezentate ȋn figura 4.26. pentru situaţia ambreiat. Se consideră că

arcul diafragmă prezintă două elemente functionale reunite ȋntr-o singură piesa partea

tronconică plină, care este de fapt un arc disc cu roluL de arc depresiune şi lamelele, care sunt de

fap tparghii ȋncastrate ȋn pȃnza arcului disc cu rolul de pȃrghii de debreiere.

daN 312.445aF -forţa de ambreiere

Deformarea arcului disc prin intermediul lamelelor se explică pe modelul constructiv din

figura 4.27., unde cele două elemente componente ale arcului diafragmă, arcul disc si



parghiile, sunt prezentate separat. Configuraţia pȃrghiilor a fost aleasa se face pe

circumferinţele cu diametrele d 1 si d2 ca ȋn cazul classic de solicitare a arcului disc iar

articulaţiile pe care oscilează pȃrghiile se găsesc pe circumferinţa cu diametrul d2 respectiv d3.

Figura 4.27.Forţele care acţioneaza asupra ambreiajului

a-starea ambreiat; b-starea debreiat

Modelul constructiv din figura 4.28. ȋndeplineşte ȋn ambreiajacelaşi rol functional ca şi

arcul diafragmă.Acest model poate fi folosit pentru calculul

arculuidiafragmăutilizȃndprincipiulsuprapuneriiefectelorproduseȋnceledouă elemente ale sale:

arcul discşi parghiile de debreiere.

Figura 4.28. Arc diafragmă

Arcul folosit la ambreiajul proiectat este un arc diafragmă.Acest arc poate avea două forme

constructive care pot fi folosite: arc diafragmă fără tăieturi după generatoare şi arc diafragmă cu

tăieturi după generatoare.

Arcul fără tăieturi după generatoare sau arcul continuu este un arc foarte rigid, de aceea

pentru mărirea elasticităţii se foloseşte arcul diafragmă cu tăieturi după generatoare.



Caracteristica arcului diafragmă, pentru raportul 2,h

H2 are porţiuni de rigiditate

negativă (la creşterea săgeţii la comprimare forţa scade). Astfel arcurile diafragmă sunt cele mai

răspândite pe automobile

Arcul diafragmă are următoarele dimensiuni:

- ȋnălţimea totală a arcului H;

- ȋnălţimea arcului h;

- grosimea arcului S;

- diametrul de aşezare d2;

- diametrul exterior al arcului d1;

- diametrul interior d3.

Solicitările maxime obţinute ȋn arc sunt următoarele, (Padure Gelu):

- ȋn arc momentul radial M1 dat de forţele F , Q şi forţa tăietoare T1 :

2112

ddF

M (4.39)

Unde F –forta de ambreiere

- ȋn pârghiii momentul ȋncovoietor M2 şi forţa tăietoare T2 :

)(2

)(2

21322 ddF

ddQ

M , (4.40)

Unde Q este forta de debreiere

Constructiv se adoptă următoarele dimensiuni:

- diametrul exterior al arcului d1=175 mm;

- diametrul interior d3=35 mm;

- numărul de pârghii z=18;

- diametrul de aşezare d2=135 mm;

- grosimea arcului s=2 mm;

Din relatiile (4.39) si (4.40) rezultă:

- momentul radial NmddF

M 89)135175(2

4453

2211 ;



- forţa de debreiere Ndd

ddFQ 1370

35135

1351754453

32

21

.

Forţa F determină ȋn secţiunile arcului eforturi unitare axiale σt . Deoarece celelalte eforturi

ce apar ȋn arc sunt neglijabile ȋn raport cu efortul σt , atunci calculul de rezistenţă se face numai

pentru acest effort 72oeffic, folosind relaţia:

MPaskf

hkdk

fEtt 20)

2(

)1(

4322

11

2

(4.41)

unde:

- E – modulul de elasticitate al materialului;

- µ - coeficientul lui Poisson;

- f – deformaţia arcului ȋn dreptul diametrului d2;

- s – grosimea discului;

- k1, k2, k3 – coeficienţi de formă ce au relaţiile ;

385.0

135

175ln

2

135175

135175

)175

1351(

1

ln

2

)1(1

2

2

121

21

2

2

2

1

d

ddd

dd

d

d

k

(4.42)

043.11

135

175ln

1135

175

135

175ln

61

ln

1

ln

6

2

1

2

1

2

1

2

d

d

d

d

d

dk

(4.43)

09.11135

175

135

175ln

31

ln

3

2

1

2

1

3

d

d

d

dk (4.44)

Pe baza relaţiilor rezultă efortul maxim:



MPa

skf

hkdk

fEt

20209.12

55043.1

175385.03.01

2210004

2)1(

4

22

322

11

2max

(4.45)

unde s-au considerat:

- h=5 mm;

- s= 2 mm;

- f=h=5 mm

Pentru calculul deformaţiilor ȋn timpul debreierii se folosesc următoarele relaţii:

q=q1+q2

unde:

- mmdd

ddfq 5.12

135175

351355

21

321

(4.46)

-

mmIEz

ddQq 27

667.6210001824

351351370315.1

24

33

322

(4.47)

unde s-au considerat:

- coeficient de formă al lamelei Ψ=1.315;

- numărul de pârghii z;

- momentul de inerţie al secţiunii lamelei 433

667.612

210

12mm

sbI

(4.48)

Atunci deformaţia ȋn timpul debreierii este: q=q1+q2=12.5+27=39.5 mm (4.49)

Deformaţia arcului ȋncărcat cu sarcină uniform distribuită pe circumferinţele de diametre d1

şi d2 se face după relaţia:

2

2

11

2 21

4s

fhfh

dk

fsEF

(4.50)



Aceasta reprezintă caracteristica elastică a arcului ȋn timpul cuplării. Pentru trasarea acestei

caracteristici deformaţia arcului se va varia de la 0 până la 1.7h. Datele se vor centraliza ȋn

tabelul II.1, şi se va trasa caracteristica elastică a arcului.

Tabel IV.1.

Figura 4.29. Caracteristica de elasticitate a arcului

Figura 4.30. Caracteristica elastica a arcului diafragmă

0,00

100,00

200,00

300,00

400,00

500,00

600,00

0 2 4 6 8 10

Fort

a [

N]

f [mm]

Caracteristica de elasticitate a arculuif [mm] F [N]

0 0.00

0.5 198.66

1 344.47

1.5 443.31

2 501.05

2.5 523.56

3 516.71

3.5 486.37

4 438.42

4.5 378.72

5 313.16

5.5 247.59

6 187.89

6.5 139.94

7 109.60

7.5 102.75

8 125.26

8.5 183.00



IV.6. Calculul arborelui ambreiajului

Figura 4.31. Arborele ambreiajului

Arborele ambreiajului este supus solicitări de torsiune cu un moment egal cu momentul

de calcul al ambreiajului şi solicitările de strivire si forfecare la nivelul canelurilor de-a lungul

cărora culisează discul condus.

Din condiţia de rezistenţă la torsiune se determină diametrul interior al arborelui

ambreiajului cu relaţia:

cm 97.2

11002.0

10135,1

][ 2.0

10

2

2

max

i

i

ta

i

d

d

cmM

d

(4.51)

unde:

ta - rezistenţa admisibilă la torsiune şi are valorile: ta =1000-1200 daN/cm2

Alegem ta =1000 daN/cm2.

Materialul din care se confecţionează arborele ambreiajului este oţel aliat pentru

cementare 21MoCr12 conform STAS 791-80.



Deoarece arborii canelaţi au dimensiuni standardizate din STAS 1770-68 se aleg

următoarele dimensiuni:

- diametrul interior al canelurii di=26 mm

- diametrul exterior al canelurii de=32 mm

- numărul de caneluri z=10

- lăţimea canelurii b=4 mm.

Verificarea la strivire a canelurilor arborelui ambreiajului se face cu relaţia:

2

2

2

2

max

596.157

)6.22.3(3,02.310

10135,14

)(

104

cm

daNP

P

cm

daN

ddhlz

MP

s

s

ie

s

(4.52)

unde:

l - lungimea butucului discului condus

Considerăm că condiţiile de lucru sunt condiţii obişnuite de lucru astfel ca luăm

lungimea discului condus ca fiind l=de=3,2 cm.

h - înălţimea canelurii arborelui

cm 3,0

2

6.22.3

][ 2

h

h

cmdd

h ie

(4.53)

Rezistenţa admisibilă la strivire pentru canelurile arborelui ambreiajului este

Psa=200…250daN/cm2. Deoarece Ps<Psa rezultă că arborele rezistă la strivire.

Verificarea la forfecare se face cu relaţia, (Pădure Gelu):

2

2

2

2

max

197.118

)6.22.3(4,02.310

10135,14

)(

104

cm

daN

cm

daN

ddblz

M

f

f

ie

f

(4.54)

Rezistenţa admisibilă la forfecare este:

2300...200

cm

daNfa .



Deoarece faf arborele rezistă la forfecare.

IV.7. Calculul discurilor ambreiajului

IV.7.1. Calculul elementelor de fixare şi ghidare ale discului de presiune

Discurile de presiune sunt solidare la rotaţie cu volantul motorului având în acelaşi timp

posibilitatea deplasării axiale. Legătura dintre acestea şi volant se face prin intermediul carcasei

ambreiajului.

Carcasa ambreiajului este prevăzută cu mai multe ferestre în care pătrund nişte reazeme

prelucrate pe discul de presiune.

Elemente de fixare si ghidare ale discului de presiune din carcasa ambreiajului

Calculul elementelor de fixare şi ghidare constă în verificarea la strivire a suprafeţelor de

contact dintre discul de presiune si carcasă.

Presiunea specifică se determină cu relaţia, (Pădure Gelu):

2

2

2

max

75.75

1066.0313

135,1

cm

daNP

P

cm

daN

AZR

MP

s

s

s

(4.55)

unde:

R - raza cercului pe care sunt dispuse reazemele discului de presiune

Z=3…5 - numărul de reazeme

A - aria unei suprafeţe de contact solicitate la strivire

cm 66.0

3,02,2

][cm

2

2

A

A

alA

l - lungimea suprafeţei de contact

a - grosimea carcasei ambreiajului

Se adoptă:

- a=0,3 cm

- l=22 cm



- R=13 cm

- Z=3 reazeme

Valoarea rezistenţei admisibile la strivire conform literaturii de specialitate este:

2/200...100 cmdaNPsa .

Deoarece Ps<Psa rezultă că elementele de fixare şi de ghidare rezistă la strivire.

IV.9. Calculul mecanismului de acţionare a ambreiajului

IV.9.1. Calculul mecanismului de acţionare mecanică

În urma analizelor tehnico economice s-a ales un mecanism de acţionare mecanic

datorită următoarelor avantaje:

- construcţie simplă şi ieftină;

- întreţinere uşoară;

- reglare uşoară a jocurilor apărute în urma funcţionării;

- randament ridicat;

Schema de acţionare este a ambreiajului este prezentată în figura 4.32.

Figura 4.32. Schema de acţionare mecanică a ambreiajului.

Raportul de transmisie al mecanismului de acţionare mecanic se determină cu relaţia:

tpa iii (4.56)

unde:



pi - raportul de transmisie a pârghiilor de debreiere;

f

ei p (4.57)

ti - raportul de transmisie al pedalei şi furci ambreiajului;

d

c

b

ait

(4.58)

unde: a, b, c, d,e,f distanţele conform fig.4.32

Se adoptă constructiv următoarele dimensiuni pentru mecanismul de acţionare:

a = 150mm; b =35mm; c =100mm; d = 25mm;

e =35mm; f =15mm.


2

25

50

p

p

i

i


20

25

100

35

150

t

t

i

i


40

202

a

a

i

i

Conform literaturii de specialitate valorile uzuale ale rapoartelor de transmisie a

mecanismului de acţionare sunt 45...30ai . După cum se observă valoarea calculată se

încadrează între limitele valorilor uzuale prevăzute de literatura de specialitate.

Randamentul mecanismului de acţionare mecanismul conform literaturi de specialitate

are valori cuprinse între 85.0...8.0a . Se adoptă 8.0a .

Forţa de acţionare a pedalei ambreiajului se determină cu relaţia:

daN 209.10

8,035727.11323,0

10135,1

][10

3

3

max

p

p

aam

p

F

F

daNiRi

MF

(4.59)



Valorile recomandate de literatura de specialitate pentru forţa la pedală la ambreiajele de

autoturisme sunt pF =10…15 daN. Se observă că forţa la pedală Fp calculată se încadrează în

valorile stabilite de literatura de specialitate.

Cursa de actionare a pedalei

Cursa de acţionare a pedalei se determină cu relaţia:

mmiiSS tpflp )( 1 (4.60)

unde:

lS - cursa liberă a rulmentului de presiune

lS = 2…4 mm

Se adoptă lS =3 mm


mm 429.143

143.17)333,23.2(3

p

p

S

S

Valorile recomandate în literatura de specialitate pentru cursa pedalei ambreiajului de

autoturisme sunt pS = 100…150 mm. Se observă că pS se încadrează în intervalul recomandat.



CAPITOLUL V

DEFECTELE ŞI REPARAREA AMBREIAJELOR MECANICE

VERIFICAREA, ASAMBLAREA ŞI REGLAREA AMBREIAJULUI

După repararea sau înlocuirea pieselor defecte ale ambreiajului, urmeazăverificarea,

asamblarea şi reglarea.

a.)-Verificarea ambreiajului.

Verificările necesare se fac ori de câte ori se demontează complet ambreiajulsau numai în

cazul în care se remediazâ sau se înlocuieşte o piesă defectă.

La ambreiaj se fac următoarele verificări şi reglări :

-se verifică dacă modul de montare a gamiturilor de frecare pe disculcondus este corect:

etanşarea gamiturilor faţă de disc se verifică cu olamelă calibratâ de 0,1 mm, iar niturile trebuie

să se afle cu 1,5 mm subsuprafaţa gamiturii de frecare;

-se verifică jocul radial r şi jocul f între flancurile canelurilorbutucului ambreiajului şi ale

arborelui primar cu ajutorul unei lamelecalibrate (r = 0,35 mm şi f =0,015 - 0,105 mm );

-se verifică bătaia frontală a discului condus la o anumită rază, prinintroducerea unui dom

canelat în canelurile butucului ambreiajului şi fixarea domului între două vârfuri de centrare.

Figura 5.33. Dispozitiv de verificare a bătăii frontale

-la raza de 115 mm , se admite o bătaie de maximum 0,5 mm , carese citeşte cu ajutorul unui

comparator cu cadran;

-se verifică arcurile de presiune care trebuie să fie din aceeaşi gampăde sortare, măsurându-se

lungimea în stare liberă şi lungimea sub sarcină,montându-se arcuri care corespund cerinţelor.



b.) Asamblarea ambreiajului.

Pentru realizarea unui montaj corect şi rapid se foloseşte un dom (WL13). Inprimul rând se

montează pârghiile de debreiere, asamblate cu furcile de articulare înlocaşurile discului de

presiune şi se asigurâ bolţurile cu cuie spintecate. După aceease monteazâ în ordine, pe

dispozitivul dom (WL13), discul condus şi placa depresiune cu pârghiile montate.

În bosajele plăcii de presiune se introduc gamiturile termoizolante şi arcurilede presiune, iar

peste acestea se aşază carcasa ambreiajului, astfel ca tijele furcilor dearticulare să vină în dreptul

orificiilor din carcasă. Cu ajutorul dispozitivului sepresează carcasa ambreiajului, până când

vine m contact cu placa dispozitivului. Se montează inelul de debreiere pe pârghii, după care se

coboară tamponullimitator 6 la distanţa de 75 mm de placă.

c.) Reglarea ambreiaiului. Reglarea pârghiilor de debreiere.

Aceasta constă în aducerea suprafeţelor şuruburilor de reglare din capetelepârghiilor de

debreiere într-un plan paralel cu suprafaţa rulmentului de presiune.Reglarea trebuie sâ asigure

intrarea tuturor pârghiilor în contact cu rulmentul înacelaşi timp, fară însă să existe vreodată

contact cu rulmentul de presiune m timpulmersului automobilului.

Reglarea pârghiilor de debreiere se poate executa, fie în dispozitivul dedemontare-montare, fie

în stare montatâ pe volantul motorului.

Dupâ reglarea pârghiilor de debreiere, se strâng complet şuruburile. Apoi seprinde capacul

ambreiajului pe volantul cu şumburile, fară a strânge piuliţele. Dupăaceasta, ambreiajul se

instalează pe un dom cu ajutorul căruia se face centrareadiscului condus, domul îndeplinind

rolul de arbore primar al cutiei de viteze (figura5.36.).

Figura 5.34. Reglarea pârghiilor de debreiere



Se strâng piuliţele şuruburilor de prindere a capacului ambreiajului pe volant. În general,

identificarea defecţiunilor care apar la ambreiaj se face pomindu-sede la cele trei simptome din

funcţionarea acestuia:

- decuplarea incompletă;

- patinarea ambreiajului;

-zgomote suspecte.

Se recomandă respectarea ordinii simptomelor de mai jos verifîcându-se înprimul rând

funcţionarea mecanismului de acţionare şi după aceea a ambreiajuluipropriu-zis. Defecţiunile

din funcţionarea mecanismului de acţionare se pun înevidenţă prin acţionarea pedalei

ambreiajului şi urmărirea cursei pistonului (tijei )cilindrului receptor.

În continuare vor fi prezentate simptomele ce apar în funcţionarea ambreiajului şi defecţiunile

prealabile aferente acestora

1 .)Ambreiajul nu decuplează sau decuplează greu:

-pierderea lichidului din rezervorul de egalizare în urma slăbiriiîmbinărilor;

-defectarea pompei ambreiajului;

-defectarea cilindrului receptor,

-jocul mare la pedală;

-aer în instalaţia hidraulică de comandă;

-uzarea inelului de debreiere;

-rulmentul cu bile din capătul arborelui cotit este gripat;

-discul de ambreiaj are bătaie ( este deformat);

-canelurile din butucul discului de ambreiaj sau ale arboreluiambreiajului sunt uzate;

-suspensia motorului este slăbită;

-pârghiile de debreiere gripate.

2.)Ambreiajul patinează:

-joc insuficient la pedală;

-uzare mare a gamiturilor de fricţiune a discului de ambreiaj;

-gamiturile de fricţiune sunt murdare şi unse;

-pârghiile de debreiere sunt reglate necorespunzător;

-arcurile de presiune au suferit deformări remanente.

3.)Ambreiajul face zgomote de debreiere:

-rulmentul de presiune este negresat sau gripat.



4.)Zgomot putemic la debreiere:

-rulmentul cu bile din capul arborelui cotit este gripat;

-arcurile amortizorului de torsiune sunt rupte sau aujoc mare;

-niturile gamiturilor de frecare sunt slâbite.

5.)Ambreierea se face cu şocuri:

-arcurile amortizomlui de torsiune sunt mpte sau prezintă deformaţiiremanente;

-canelurile discului de ambreiaj sau ale arborelui primar au uzurimari.

Întretinerea ambreiajului

Întreţinerea ambreiajului cuprinde lucrări de ungere, control-verificare şireglare.

Buna funcţionare a unui ambreiaj este asigurată atunci când bătaia discului,măsurată la marginea

exterioară a inelului de fricţiune, nu depâşeşte 0,5 mm şi cândambreiajul este bine reglat.

La un ambreiaj bine reglat, pedala are o cursă liberă de 20-30 mm. Acesteicurse libere îi

corespunde: un joc de 2-3 mm între rulmentul de presiune şi capetelepârghiilor de debreiere (

sau între rulmentul şi inelul pârghiilor de debreiere ) şi o cursă de 3,5-5 mm la capătul exterior al

furcii de debreiere, măsurată pe tije deîmpingere a cilindrului receptor al ambreiajului. Pe

măsura subţierii disculuiambreiajului, ca urmare a uzării gamiturilor de ferodou, cursa liberă a

pedalei semicşorează, concomitent micşorându-se corespunzător şi jocul la rulmentul

depresiune. Pentru evitarea contactului permanent între pârghiile de debreiere şi inelulde

presiune sau rulmentul de presiune, fapt ce conduce la degradarea ambreiajului,este necesar să

se restabileascâjocul respectiv la valoarea indicată de producător.



CAPITOLUL VI

BIBLIOGRAFIE

1. Frăţilă Gh., Calculul şi construcţia automobilelor, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti,

1977;

2. Utaru M. , ş.a. Calculul şi construcţia automobilelor, Editura Didactică şi Pedagogică,

Bucureşti, 1982;

3. Padure Gelu, Autovehicule Rutiere, Constructie si Calcul Vol 1, Editura politehnică, Timisoara,

2006;

4. Dragomir George, Calculul şi construcţia autovehiculului. Note de curs. Universitatea Oradea,

2007;

5. Ţarca I., Organe de masini. Editura Universităţii din Oradea, 2005;

6. Utaru M., ş.a. Dinamica autovehiculelor pe roţi, Editura Didactică şi Pedagogică, Bucuresti,

1981;

7. Stoiescu A., ş.a. Mecanica automobilului, vol1. Editura Institutului Politehnic, Bucureşti, 1973;

8. Soare I., ş.a. Tehnologia repararii automobilelor. Universitatea din Braşov, 1974;

9. Rus A., Bratu I., Teoria mecanismelor şi maşinilor. Editura Universitaţii din Oradea, 2005;

10. Rădulescu R., Brătucu Gh., ş.a. Fabricarea pieselor auto şi masurari mecanice. Editura

Didactică şi Pedagogică, Bucuresti, 1983;

11. Fodor D., Dinamica automobilului. . Editura Universitatii din Oradea, 2007;

12. Buzdugan Gh., Masurarea vibraţiilor mecanice. Editura Didactică şi Pedagogică, Bucureşti,

1964;

13. Manea C., Stratulat M., Fiabilitatea şi diagnosticarea automobilelor. Editura Militară,

Bucureşti, 1982;

14. Colecţie STAS – Organe de maşini, vol. I.a, Bucureşti, Editura tehnică, 1983;

15. Aibăntăncei D., Soare I., ş.a. Fabricarea şi repararea autovehiculelor, Universitatea din Braşov,

1987;

16. Stoiescu A, Proiectarea performanţelor de tracţiune şi consum ale automobilelor, Editura

Tehnică, Bucuresti 2007;

17. Tudor A., Marin I., Ambreiaje şi cuplaje de siguranţa cu fricţiune. Institutul Politehnic,

Bucureşti, 1985;

18. *** Colecţii de standarde;



19. *** Colecţii autocatalog;

20. *** Colecţii reviste Automotive Engineer;

21. *** www.autouzine.ro

22. *** http//www/skoda.ro/technik_tephp?B_ID=297

23. *** http://www.mitsubishi-motors.ro/files/brosuri/Lancer-clasic.pdf

24. *** Pagini internet.

proiectarea ambreiajului

Documents