Ambreiajul dublu uscat pentru transmisia [617253]

Universitatea POLITEHNICA din București
Facultatea de TRANSPORTURI
Departamentul Autovehicule Rutiere
2018
Ambreiajul dublu uscat pentru transmisia
D.C.T. pentru un automobil din clasa
medie cu M max = 200 Nm

~ 2~
Cuprins

Introducere. ………………………………………………………………………………………………………… 4

I. Organizarea generală a autovehiculului și încadrarea într -un segment de piață
Analiza caracteristicilor tehnice generale ale principalelor subansambluri ale
autovehiculelor similare…………………………………………………………………………………. …5
Analiza caracteris ticilor dimensional e ale autovehiculelor similare. ……………………….. 8
Analiza p arametri lor masici ai modelelor similar e………………………………… ….9
Organizarea general ă a autovehiculului……. …………… …………………… ……….. 18
Calculul de trac țiune a automobilului…………………………………………… ……25

II. Analiza comparativă între ambreiajele uscate/umede duble DCT
Generalit ăți despre ansamblul de proiectat ………………………….. …………………………. 31
Acționarea ambreiajului ………………………….. ………………………….. …………………….. 34
Sistemul de cuplare ………………………….. ………………………….. ………………………….. . 35
Prezentarea general ă a ambreiajul dublu umed ………………………….. ……………………. 38

III. Proiectarea și calculul ambreiajului dublu uscat
Dimensionarea și verificarea principalelor componente ale ambreiajului ……………… 47
Predeterminarea creșterii temperaturii pieselor ambreiajului ……………………………….. 49
Calculul arborilor ambreiajului dublu uscat ………………………………………………………. 51
Calculul butucului discului condus …………………………………………………………………… 53
Calculul parții conducătoare a ambreiaju lui………………………………………………………. 55
Calulul elementelor de legătură ………………………………………………………………………… 57
Calculul arcurilor ambreiajului ……………………………… ………………………………………… 58

~ 3~

IV. Mentenanța ambreiajului
Întreținerea ambreiajului ………………………….. ………………………….. …………………….. 64
Defectele în exploatare ale ambreiajului ………………………….. ………………………… 70

V. Fabricarea plăcii de presiune
Alegerea justificată a materialului și a procedeului de obținere a semifabricatului …………… 73
Analiza camparativă a metodelor și procedeelor concurente și adoptarea variantei optime … 76
Stabilirea poziției semifabricatului în formă sau matriță și a planului de separație …………… 79
Procesul tehnologic de prelucrare mecanic și control a piesei ………………………….. …………. 81
Stabilirea traseului tehnologic, tratament termic și control al piesei ………………………….. …. 83

VI. Bbibliografie

~ 4~
Capitolul I. Organizarea generală a autovehiculului și încadrarea
într-un segment de piață

În aceast ă lucrare se vor studia vehiculele din Segmentul D:Clasa medie, aceasta cuprinde
automobile cu forma caroseriei sedan sau combi cu lungimi ce variaz ă de la 4.5 – 4.6 m p ână la
aproximativ 4.8 m.
Cerințele tot mai severe legate de emisiile poluante ale automobilelor cât și dorința de a
îmbunătății co nfortul la bordul unui automobil, au determinat utilizarea de soluții noi și în domeniul
transmisiilor mecanice. Astf el pentru a imbun ătăți performan țele unui automobil în ceea ce privește
consumul, dinamica și confortul folosim cutia de viteze cu dublu ambreiaj.
Datorită posibilității de a preselecta treapta de viteză ce urmează a fi utilizată, timpul de
trecere de la o treaptă de viteză la alta poate fi redus până la 0.2 secun de, fără a produce șocuri și
vibrații în transmisie.Acest mod de funcționare al cutiei de viteze cu dublu ambreiaj prezintă
multiple avantaje:
1. comparativ cu o cutie de viteze manuală:
 schimbarea foarte rapidă a treptelor de viteză, datorită preselecției
 schimbarea treptei de viteză se face fără întreruperea fluxului de putere
 schimbarea lină și fără șoc a treptelor de viteză, datorită patinării controlate a ambreiajelor
2. comparativ cu o cutie automată clasică, cu hidrotransformator:
 schimbarea mai rapi dă a treptelor de viteză, datorită preselecției
 randament mai bun, datorită lipsei hidrotransformatorului
Mecanismele cu roți dințate ale unei cutii cu dublu ambreiaj sunt similare cu cele ale unei cutii de
viteze manuale. Cuplarea treptelor de viteză se face tot prin sincronizare, singura diferență fiind dată
de faptul ca la o cutie cu dublu ambreiaj cuplarea treptelor se face cu actuatoare electrohidraulice sau
electrice comandate de un calculator de control și nu direct de către conducătorul auto vehiculu lui.
Ambreiajele pentru transmisiile manuale sunt în mod normal, montate direct p e volantul de
pe arborele cotit. For ța de eliberare necesară pentru ac ționare se face în majoritatea cazurilor, prin
intermediul volantului. Deoarece ambreiaje duble necesită mult mai mult spa țiu într -o direc ție axială
și forțele de ac ționare în anumite condi ții de deplasare sunt mai mari decât în cazul ambreiajelor
manuale, legătura directă și de sus ținere a rezemării pe arborele cotit nu este posibila , din cauza
sarcinii exce siv de mare.

~ 5~
Tabel 1.1.1 Modele similare alese:
Nr.crt. Marca Model Tip motor Psp [kw/kg] Vmax [km/h] Mmax [N∙m] Amplasare grup
motor -transmisie Poză
1 Skoda Rapid (facelift
2017) MAS 0.058 200 200 Față, Transversal
2 Seat Exeo MAS 0.054 217 210 Față,Longitudinal
3 Volkswagen Passat (B6) MAS 0.054 200 200 Față, Transversal

4 Subaru Impreza V MAS 0.033 210 197 Față, Longitudinal

5 Saab 9000 MAS 0.065 210 205 Față, Transversal

6 Peugeot 407 MAS 0.035 212 190 Față, Transversal

7 Renault Laguna III
(Phase II) MAS 0.056 210 195 Față, Transversal

~ 6~

Nr.crt. Marca Model Tip motor Psp [kw/kg] Vmax [km/h] Mmax [N∙m] Amplasare grup
motor -transmisie Poză
8 Opel Insignia
(facelift2013) MAS 0.066 205 200 Față, Transversal

9 Audi A4 (B7 8E) MAS 0.060 212 195 Față,Longitudinal
10 Mercedes -Benz C-class (W205) MAS 0.048 216 210 Față,Longitudinal
11 BMW 3er (E46,2001) MAS 0.036 218 200 Față,Longitudinal

12 Fiat Linea MAC 0.061 170 200 Față,Transversal

13 Volvo S40 (VS) MAC 0.056 185 215 Față,Transversal
14 Chevrolet Epica MAS 0.051 207 195 Față,Transversal

~ 7~

*Observ ând modelele similare posibile, am constatat c ă automobilele de tip berlin ă sunt o alegere bun ă, deoarece se adreseaza oamenilor care i și
doresc un comfort m ărit, acest lucru este posibil deoarece ampatementul este mai mare fa ță de caroseria hatchback .
Berlina este un autoturism cu caroserie închis ă, cu 4 sau mai multe locuri amplasate pe cel pu țin dou ă rânduri, cu 2 sau 4 u și laterale. Nr.crt. Marca Model Tip motor Psp [kW/kg] Vmax [km/h] Mmax
[N∙xm] Amplasare grup
motor -transmisie Poză
15 Dacia Logan I
(facelift2008) MAC 0.071 173 200 Față,Transversal
16 Dodge Dart MAS 0.057 188 200 Față,Transversal
17 Ford Mondeo II MAS 0.040 210 190 Față,Transversal
18 Honda Torneo (E -CF) MAS 0.069 200 192 Față,Transversal
19 Lexus IS I (XE10) MAS 0.050 215 195 Față,Transversal
20 Mitsubishi Galant VIII MAC 0.040 180 202 Față,Transversal

~ 8~
Tabel 1.1.2 Parametrii dimensionali ai modelelor similar e alese :
Dimensiunile de gabarit Organizare
Nr.
crt. Marca Model La [mm] Ha [mm] la [mm] L [mm] E1 [mm] E2 [mm]
1 Audi A4 – 2.0 4586 1427 1772 2648 1522 1520
2 BMW 3er (E46) 4470 1420 1740 2725 1480 1495
3 Chevrolet Epica 4804 1449 1807 2700 1550 1545
4 Dacia Logan I 4288 1534 1740 2630 1542 1500
5 Dodge Dart 4672 1465 1830 2703 1568 1565
6 Fiat Linea 4560 1494 1946 2605 1473 1465
7 Ford Mondeo I I 4844 1500 1886 2865 1522 1542
8 Honda Torneo (E -CF) 4635 1420 1695 2663 1480 1485
9 Lexus IS I (XE10) 4400 1420 1720 2670 1495 1492
10 Mercedes –
Benz C-class (W205) 4685 1442 1810 2840 1588 1570
11 Mitsubishi Galant VIII 4630 1415 1740 2635 1510 1503
12 Opel Insignia (facelift
2013) 4842 1500 1856 2737 1587 1593
13 Peugeot 407 4675 1447 1811 2725 1550 1520
14 Renault Laguna III (Phase
II) 4695 1445 1811 2756 1557 1510
15 Saab 9000 4794 1420 1764 2672 1520 1490
16 Seat Exeo 4661 1430 1772 2642 1522 1525
17 Skoda Rapid(facelift
2017) 4483 1461 1706 2602 1457 1495
18 Subaru Impreza V 4625 1458 1778 2670 1539 1545
19 Volkswagen Passat (B6) 4765 1472 1815 2710 1552 1550
20 Volvo S40 (VS) 4516 1422 1720 2562 1472 1475
La= lungimea total ă a autovehicululu i; Ha= înăltimea total ă a autovehiculului ; la= l ățimea total ă
a autovehiculului ; L= ampatamentul ; E1/E2= ecartamentul dintre ro țile din fa ță/spate ale
autovehiculului

~ 9~
Tabel 1.1.3 Parametrii masici ai modelelor similare :
Nr.
crt. Modelul autovehiculului m0 [kg] ma [kg] ηu m0/La
[kg/mm]
1 Skoda Rapid 1190 1650 2.3 0.25
2 Seat Exeo 1400 1960 2.8 0.31
3 Volkswagen Passat 1348 1960 2.7 0.28
4 Subaru Impreza V 1415 1998 2.8 0.32
5 Saab 9000 1267 1820 2.5 0.27
6 Peugeot 407 1345 1890 0.7 0.29
7 Renault Laguna III 1302 1919 2.6 0.26
8 Opel Insignia 1150 2020 2.3 0.24
9 Audi A4 1340 1890 2.6 0.30
10 Mercedes -Benz C -class 1320 1960 2.6 0.28
11 BMW 3er 1320 1820 2.6 0.28
12 Fiat Linea 1185 1680 2.3 0.24
13 Volvo S40 1285 1770 2.5 0.27
14 Chevrolet Epica 1500 1985 3.15 0.31
15 Dacia Logan I 1075 1540 2.6 0.22
16 Dodge Dart 1445 1920 3.2 0.31
17 Ford Mondeo II 1402 2090 2.9 0.31
18 Honda Torneo 1300 1575 2.7 0.28
19 Lexus IS I 1360 1820 3.02 0.28
20 Mitsubishi Galant VIII 1300 1870 2.7 0.28
*Masa proprie (m 0) reprezint ă masa autovehiculului echipat complet
Masa total ă(ma)
Coeficientul de tară se foloseste pe ntru a putea compara diferite tipuri de autovehicule:

ηv=m0
mu (1)

~ 10~
Tabel 1.1.4 Parametrii energetici:
Nr. crt. Marca Model P [kW] Mmax [N∙m] np [rot/min] nM [rot/min] ca ce Mp
1 Audi A4 96 195 5700 3300 1.212 0.579 160.93
2 BMW 3er (E46) 105 200 6000 3750 1.196 0.625 167.21
3 Chevrolet Epica 105 195 6300 4600 1.224 0.730 159.25
4 Dacia Logan I 66 200 3750 1750 1.189 0.466 168.17
5 Dodge Dart 118 200 6400 4600 1.135 0.718 176.17
6 Fiat Linea 66 200 4000 1750 1.269 0.438 157.66
7 Ford Mondeo II 107 190 6000 4500 1.115 0.750 170.39
8 Honda Torneo (E -CF) 133 192 7000 5500 1.058 0.786 181.55
9 Lexus IS I (XE10) 114 195 6200 4500 1.110 0.726 175.69
10 Mercedes -Benz C-class (W205) 95 210 5500 4000 1.272 0.727 165.04
11 Mitsubishi Galant VIII 66 202 4500 2500 1.441 0.556 140.14
12 Opel Insignia 102 200 5600 4900 1.149 0.875 174.04

~ 11~
ce = coeficientul de elasticitate al motorului ce trebuie s ă aibe valori mai mici ca 1.
ce=nM
np (2)
ca = coeficientul de adaptabilitate al motorului ce trebuie s ă aibe valori mai mare ca 1.
ca=Mmax
Mp , unde Mp=9555 ∗P
np (3,4)
np = tura ția la puterea maxim ă nM =tura ția la cuplul maxim Nr. crt. Marca Model P [kW] Mmax [N∙m] np [rot/min] nM [rot/min] ca ce Mp
13 Peugeot 407 100 190 6000 4100 1.193 0.683 159.25
14 Renault Laguna III 102 195 6000 3750 1.200 0.625 162.44
15 Saab 9000 110 205 5600 3800 1.092 0.679 187.69
16 Seat Exeo 110 210 5700 1750 1.139 0.307 184.39
17 Skoda Rapid 84 200 5000 2000 1.246 0.400 160.52
18 Subaru ImprezaV 109 197 6000 4000 1.135 0.667 173.58
19 Volkswagen Passat -B6 91 200 5000 2300 1.150 0.46 173.90
20 Volvo S40 (VS) 75 215 4000 1750 1.200 0.437 179.16

~ 12~
Tabel 1.1.5 Dimensiunea intervalelor de observare și num ărul de intervale pentru analiza
parametrilor dimensionali:
Nr.crt. Parametru Xmin [mm] Xmax [mm] n lg(n) Δx [mm] k
1 La [mm] 4285 4845 20 1.301 112 5
2 Ha [mm] 1415 1535 20 1.301 24 5
3 la [mm] 1695 1950 20 1.301 51 5
4 L [mm] 2560 2865 20 1.301 61 5
5 E1 [mm] 1455 1590 20 1.301 27 5
6 E2[mm] 1465 1595 20 1.301 26 5
*n= numarul de autovehicule alese
Xmin,Xmax=valoare minim ă sau maxim ă
Numarul de intervale pentru fiecare parametru k, s -a obținut valoare a 5 datorit ă faptului c ă
numarul de modele similar e este egal cu 20 pentru to ți parametrii.
1.2 Histogramele tuturor parametrilor prezenta ți anterior:

Figura 1. 2.1 Distribu ția valorilor lungimilor autoturismului în func ție de num ărul de modele
similare

Se observ ă că în intervalul [4624,4736] mm este pre zent un num ăr considerabil de vehicule
din num ărul total de modele similare alese. Se dore ște ca autovehiculul s ă ofere un confort
mărit al pasagerilor și un spa țiu generos de depozitare al portbagajului.Astfel se va alege o
valoare a lungimii apropiat ă de limita superioar ă.

~ 13~
Figura 1 .2.2 Distribu ția valorilor înălțimilor autoturismului în func ție de num ărul de modele
similar e

Majoritatea modelelor similare alese sunt predominante în intervalul [1415,1439] mm,
însemn ând că tind spre a avea o înălțime ceva mai redus ă ce ajut ă să avem o stabilitate mai
bună.Se va alege o valoare apropiat ă de limita superioar ă deoarece se dore ște un confort
ridicat în cazul în care pasagerii au o înălțime peste medie.

Figura 1. 2.3 Distribu ția valorilor l ățimilor autoturismului în func ție de num ărul de modele
similare

În acest graf ic se observă interval ul [1695,1746] mm conținând un numar de 7 automobile .

~ 14~
Figura 1. 2.4 Distribu ția valorilor ampatamentelor autoturismului în func ție de num ărul de
modele similare

Valorile ampatamentelor se situiază în intervalul [2623,2684] mm, aici sunt prezente un
număr de 8 modele similare. Un ampatament mai mic ajut ă la a avea o mas ă mai redus ă a
autovehiculului.
Figura 1. 2.5 Distribu ția valorilor ecartamentelor autoturismului în func ție de num ărul de
modele similare

Se observ ă că în intervalul [1538,1565] mm avem cel mai mare num ăr de modele
similare.Acest lucru suger ând că ecartamentul fa ță tinde spre a avea o valoare mai mare. Un
ecartament fa ță crescut face ca aderen ța să creasc ă.

~ 15~

Însă nu putem spune acela și lucru și despre ecartamentul din spate, deoarece cel mai mare
număr de modele similare se reg ăsește în intervalul [1491,1517] mm.
Figura 1. 2.6 Distribu ția valorilor puterilor autoturismului în func ție de numarul de modele
similare

Un num ăr considerabil de 8 automobile din totalul modelelor similare se afl ă în intervalul
[94,108] kW.

~ 16~
Figura 1. 2.7 Distribu ția momentelor maxime în func ție de num ărul de modele similare

Se observ ă că momentul maxim este cuprins în intervalul [195,200] Nm, aici fiind pre zent un
număr de 8 autovehicule.

Figura 1. 2.8 Distribu ția maselor propr ii ale autoturismului în func ție de num ărul de modele
similare

În mod egal masa proprie se împarte în dou ă mari intervale, primul fiind [1245,1330] kg si cel
de al doi-lea [1330,1415] kg, amândou ă conținând un num ăr de 7 autovehicule.

~ 17~
Figura 1. 2.9 Distribu ția maselor utile ale autoturismului în func ție de num ărul de modele
similare

Se observ ă că avem în intervalul [480,500] kg un num ăr de 7 autovehicule, din totalul de 20
de modele similare.
1.3. Stabilirea tipului de autovehicul corespunz ător cerin țelor temei de proiect
Pentru a respecta cerin țele temei de proiect și ținând cont de studiul f ăcut asupra modelelor
similare, s -au stabilit urm ătorii parametrii pentru autovehiculul ce se va proiect a:
Tabel 1.3.1 Determinarea m ărimilor specific e automobilului proiectat:
Nr.crt. Parametrii Interval de varia ție Valoare adoptat ă
1 La [mm] [4624,4736] 4675
2 la [mm] [1695,1746] 1720
3 Ha [mm] [1415,1439] 1417
4 E1 [mm] [1538,1565] 1548
5 E2 [mm] [1491,1517] 1500
6 L [mm] [2623,2684] 2658
7 m0 [kg] [1245,1330] 1260
8 mu [kg] [480,500] 500
9 Num ăr de locuri 4 si 5 5
10 Garda la sol – 190
11 Consola fa ță – 1004
12 Consola spate – 1010

~ 18~

Fig.1.3.1 Schi ța simplificat ă a autovehiculului în func ție de parametrii adopta ți
După cum se observ ă în tabelul 1.3.1 valorile adoptate sunt spre limita inferioar ă a
intervalelor definite prin studiul modelelor similare.
În alegerea acestor parametrii s -a ținut cont de urmatoarele criterii:
→ obținerea unei stabili tăți cât mai b une prin m ărirea ecartamentului și ampatamentului
→ creșterea gradului de co nfort prin cre șterea înălțimii totale și implicit a spa țiului
interior
Din considerente de siguran ță și confort se vor folosi și alte dot ări ale autovehiculului:
→ 8 perne de aer (air -bag-uri)
→ Mecanismul de direc ți servoasistat cu doua trepte de reglare a for ței necesare pentru
manevrarea volanului
→ Sistemul de prevenire a bloc ării ro ților (ABS)
→ Sistemul de control al trac țiunii (ASR), sistemul de stabilitate în viraje (ESP) ,sistemul
de asisten ță la cobor âre (DAC)
→ Volan și scaune cu pozi ție reglabil ă
→ Sistem de climatizare și încălzire a scaunelor

~ 19~
1.4. Organizarea s pațiului postului de conducere
Conduc ătorul automobilului trebuie s ă aibe un spa țiu și o pozi ție bun ă pentru ca postura s ă fie
comod ă și să nu cauzeze oboseal ă.Trebuie s ă existe libertate de mi șcare pen tru acționarea
diferitelor comenzi necesare.

Tabel 1.4.1 Nivele de confort pentru conduc ătorul autovehiculului.
Unghiul,˚ Nivel de confort
Satisf ăcător Mulțumitor Bun
α 80-100 84-96 85-92
β 99-131 107-99 111-119
γ 89-101 91-99 93-97

Fig.1.4. .1 Manechinul bidimensional

~ 20~
1.5. Parametri dimensionali și masici pentru principalele subansambluri
Ponderile maselor subansamblurilor autovehiculului se vor raporta la masa
proprie.Autoturismul ce urmeaz ă a fi proiectat are masa proprie aleasa m 0 = 1260 kg.
Tabel 1.5.1.Ponderile maselor subansamblurilor .
Nr.crt. Denumire subansamblu Pondere a masei
subansamblului Masa
subansamblului
1. Motor 7.9 100 kg
2. Instala ția elcretic ă + bateria de acumulatori 1.7 21 kg
3. Rezervor de combustibil + conducte 1.2 15 kg
4. Sistem de evacuare 2.2 28 kg
5. Ambreiaj 0.95 15 kg
6. Schimb ător de viteze + diferen țial+ transmisie principal ă 3 50 kg
7. Suspensie fa ță + spate (cu pun ți) 10 150 kg
8. Sistem de direc ție + si stem de fr ânare 4.6 75 kg
9. Roțile 3.95 50 kg
10. Caroserie 61.3 680 kg
11. Elemente auxiliare 3.2 61 kg
12. Semiarborii planetari 0,8 10 kg
13. Sistem de r ăcire 0,4 5 kg
Total 100 1260

1.5.1 Determinarea centrului de mas ă
Pe schi ța de organizare general ă a autovehicululu i se alege sistemul de coordo nate, astfe l încât
originea lui s ă coincid ă cu pata de contact a ro ții pun ții față.

~ 21~
Tabel 1.5.2 Determinarea centrului de mas ă.
Nr.crt. Denummirea subansamlului Masa
[kg] Poziție subansamblu
m·X m·Z
X Z
1. Motor 100 -227 601 -22700 60100
2. Bateria de acumulatori 21 -592 752 -12432 15792
3. Rezervor de combustibil 15 3164 321 47460 4815
4. Sistem de evacuare 28 1629 683 45612 19124
5. Schimb ător de viteze 50 -216.8173 487.961 -10840.9 24398.05
6. Suspensie fa ță 67 34 452 2278 30284
7. Suspensie spate 83 2694 452 223602 37516
8. Ambreiaj 15 -216.8173 487.961 -3525.26 7319.415
9. Sistem de direc ție 59 430.66 649.34 25408.94 38311.06
10. Frână față 8 -39 342 -312 2736
11. Frână spate 8 2623 340 20984 2720
12. Roți față 21 0 315 0 6615
13. Roți spate 21 2658 315 55818 6615
14. Roata de rezerv ă 8 3131 531 25048 4248
15. Caroserie 680 1524 531 1036320 361080
16. Scaune față 30 1198 666 35940 19980
17. Bancheta spate 20 2129 738 42580 14760
18. Șofer 75 1330 558 99750 41850
20. Semiarborii planetari 10 0 314.5 0 3145
21. Sistem de r ăcire 5 -765.190 495.285 -3825.95 2476.425
Total 1385 – – 1607438 703884.95

Cazul I: se calcul ează coordonatele centrului de greutate al autovehiculului ‘gol’ și ale șoferului .
XG0=∑(m∗X)
mt= 1160 ZG0=∑(m∗Z)
mt=508 (5,6)
G0 [1160,508]

~ 22~
Tabel 1.5.3. Coordonatele centrului de greutate
Nr.crt. Denumire
subansamblu Masa
[kg] Poziție subansamblu
m·X m·Z
X Z
1. Autovehicul Cazul I 1385 1160.605 508.2202 1607438 703884.95
2. Pasager fa ță 68 2287 558 155516 37944
3. Pasageri spate (3) 204 1330 692 271320 141168
5. Bagaje 35 3113 773 108955 27055
Total 1692 – – 2143229 910051.95

Cazul II: se calculează coordonatele centrului de greutate al autovehiculuui complet încărcat ( șofer +
4 pasageri + portbagaj plin).
XG1=∑(m∗X)
mt= 1305 ZG1=∑(m∗Z)
mt=554 (7,8)
G1 [1305,554]
După stabilirea centrelor de mas ă se determin ă încărcările statice ale celor două punți
corespunz ătoare celor dou ă stări de încărcare.Pentru determinarea lor se folosesc urm ătoarele
formule:
Cazul I: 𝐺1.0=𝑏0
𝐿∗𝑚1.0=1498
2658∗1385 =780 .6 [daN] (9)
𝐺2.0=𝑎0
𝐿∗𝑚1.0=1160
2658∗1385 =604 .4 [daN] (10)
unde a0=1160 mm si b 0=1498 mm
 a0,a si b 0,b reprezint ă distanțele de la centrul de mas ă Cg la puntea fa ță respetiv puntea
spate
Cazul II: 𝐺1=𝑏
𝐿∗𝑚𝑢=1353
2658∗1692 =861 .3 [daN] (11)
𝐺2=𝑎
𝐿∗𝑚𝑢=1305
2658∗1692 =830 .7 [daN] (12)
unde a=1305 mm si b=1353 mm
Astfel pentru cazul I: 𝑎0
𝐿=0.436 iar ℎ𝑔
𝐿=508
2658=0.191 (13,14)
Pentru cazul II : 𝑎
𝐿=1305
2658=0.49 iar ℎ𝑔
𝐿=554
2658=0.20 (15,16)

~ 23~
1.6. Alegerea pneurilor și stabilirea caracteristicilor acestora
Autovehiculul de proiectat va avea dou ă pneuri pentru fiecare punte.
Încărcătura static ă pe pneu:
𝑍𝑝1=𝐺1
𝑁𝑝𝑛1=861 .3
2=430 .65 daN (17)
𝑍𝑝2=𝐺2
𝑁𝑝𝑛2=830 .7
2=415 .35 daN (18)
Capacitatea portant ă a pneului:
𝑄𝑝𝑛𝑒𝑢 =𝑚𝑎𝑥 𝑥𝑧𝑝𝑗
𝑘𝑞=𝑚𝑎𝑥 (430 .65;415 .35)
0.90=511 .833 daN (19)
kp = 0.90 pentr u autoturisme .La cre șterea capacita ții portante vor cre ște și dimensiunile
pneurilor.
Pneul se va alege astfel încât să respecte codi ția ca Q p ≥ Q pneu. unde, 𝑄𝑝=𝐵𝑢2∗(1.4÷1.8)
Astfel ținand cont de conditia precedent ă și analizand diferite cataloage de pneuri și
consultarea informa țiilor privind modelele similare, am ales pneul 195/55 R16 91H care
respect ă condi ția de mai sus.
Tabel 1.6.1 Caracteristicile pneului ales
Bu [mm] H [mm] De [mm] r0 [mm] rs [mm] rr [mm] Qp [daN] Vmax
[km/h]
195 107.25 620.9 310.45 289 293.37 533 240

~ 24~
1.7 Calculul de tra cțiune al automobilului
1.7.1 Determinarea parametrilor necesari calculului tracțiunii
1.7.1.1 Coeficientul de rezistență la rulare
Rezistența la rulare începe să apară din momentul în care roata începe să se rotească. Pe un
drum orizontal, rezistența este cea mai importantă până la viteze de 60 -80 km/h , pentru că
valoarea coeficientului de rezistență la rulare depinde în cea mai mare măsură de viteză.
f=𝑓0+𝑓01∗𝑉+𝑓02∗𝑉2+𝑓04∗𝑉4 (20)
unde: -f0 este coeficientul rezistenței la rulare la viteză mică
-f01,f02 si f04 sunt coeficiențtii de influență a vitezei
Tabel 1.7.1 Valori ale coeficienților
Tip pneu f0 f01 [h/km] f02 [h2/km2] f04 [h3/km3]
Diagonal Cord metalic 1,3295 · 10-2 -2,8664 · 10-5 1,8036 · 10-7 0,00
0,00
Cord textil 1,3854 · 10-2 -1,21337 · 10-5 1,6830 · 10-7 0,00
Radial Secțiune foarte
joasă 1,6115 · 10-2 -9,9130 · 10-6 2,3214 · 10-7 0,00
Secțiune joasă 1,6110 · 10-2 -1,0002 · 10-5 2,9152 · 10-7 0,00
Superbalon 1,8360 · 10-2 -1,8725 · 10-5 2,9554 · 10-7 0,00
Alegem din tabel valorile corerspunzătoare pneurilor alese mai sus și anume radial de
secțiune joasă. Cu ajutorul acestor valori arătăm grafic influența coeficientului de rezistență la
rulare în funcție de viteza de deplasare a automobilului.

0.0140.0160.0180.020.0220.0240.0260.0280.030.032
0 40 80 120 160 200f [-]
V [km/h]Varia ția coeficientului de rezisten țăla rulare

~ 25~
1.8. Determinarea rezisten țelor la înaintare și a puterilor corespunz ătoare, în func ție de
viteza autovehiculului
Rezisten ța la înaintare a automobilului reprezint ă suma tuturor rezisten țelor pe care acesta
trebuie s ă le înving ă pentru a se putea deplasa. Rezisten țele la înaintare pe care trebuie să le
învingă automobilul sunt: rezisten ța la rulare, rezisten ța aerului și rezisten ța la pant ă.
∑𝑅=𝑅𝑎+𝑅𝑟𝑢𝑙+𝑅𝑝 (21)
Se va calcula în dou ă situa ții de depl asare:
1) deplasare in palier ( αp=0˚) complet încărcat.
2) deplasare in ramp a maxim ă a drumului (p max=0%).
Acestea se vor face in cond iții meteorologice favorabile și fără vânt.

𝐺𝑎=𝑚𝑎∗9.81=1750*9.81=1716 .8 [daN] (22)

Calculu l rezisten țelor la înaintare
Calculul rezisten țelor la înaintare este esen țial deoarece acestea afecteaz ă în mod direct
performan țele automobilului și vor sta la baza alegerii motorului ce îl va echipa.
 Rezisten ța la rulare
𝑅𝑟𝑢𝑙=𝑓∗𝐺𝑎∗cosα𝑝 [daN] (23)
Pentru c ă se consider ă viteza maxim ă, demararea este egal ă cu zero iar pentru c ă prin tema de
diplom ă nu se impune panta , înseamn ă că rezisten ța la pant ă este și ea egal ă cu zero.
 Rezisten ța aer odinamica
𝑅𝑎=𝑘∙𝐴∙𝑉𝑥2
13 [daN] (24)
k = coeficientul aerod inamic = 0.06125*C x, unde C x=0.29 (adoptat)
𝑉𝑥=𝑉±𝑉𝑣 [𝑘𝑚
ℎ] ,unde Vv este viteza v ântului care este egal ă cu zero în ambele cazuri.
Vx este viteza relativ ă a aeruluui fa ță de autovehicul iar V v=V în ambele cazuri.

~ 26~

A este aria frontal ă a autovehiculului ,
reprezentată cu ajutorul comenzii ”area” din
AutoCAD.

A = 2,045 m2

Fig.1.8.1 Suma rezistențelor la înaintare in palier

1.9 Calculul puterilor corespunz ătoare rezisten țelor la înaintare
Pentru acest calcul se foloseste urm ătoarea formul ă:
𝑃=𝑅∙𝑉
360 [kW] (25)
Acestea se prezint ă tot în form ă grafic ă.
Suma puterilor corespunz ătoare rezisten țelor la înaintare:
∑𝑃=𝑃𝑟𝑢𝑙+𝑃𝑝+𝑃𝑎 (26)

0100200
0 30 60 90 120 150 180 210Rezistentele la inaintare [daN]
Rrul [daN] Ra [daN] ΣR Rp

~ 27~

Tabel 1.9.1 Valorile rezisten țelor și ale puterilor la înaintarea în palier
V [km/h] f [-] Rrul [daN] Ra [daN]
Prul [kW] Pa [kW] Σ R
[daN] Σ P
[daN]
0 0.01611 27.657648 0 0 0 27.66 0
10 0.016039 27.5357552 2.79 0.76 0.01 27.82 0.77
20 0.016027 27.5151536 1.118 1.53 0.06 28.63 1.59
30 0.016072 27.5924096 2.515 2.30 0.21 30.11 2.51
40 0.016176 27.7709568 4.471 3.09 0.50 32.24 3.58
50 0.016339 28.0507952 6.98 3.90 0.97 35.04 4.87
60 0.016559 28.4284912 10.006 4.74 1.68 38.49 6.41
70 0.016838 28.9074784 13.69 5.62 2.66 42.60 8.28
80 0.017176 29.4877568 17.88 6.55 3.97 47.37 10.53
90 0.017571 30.1658928 22.63 7.54 5.66 52.80 13.20
100 0.018025 30.94532 27.94 8.60 7.76 58.89 16.36
110 0.018537 31.8243216 33.81 9.72 10.33 65.63 20.05
120 0.019108 32.8046144 40.24 10.93 13.41 73.04 24.35
130 0.019736 33.8827648 47.22 12.24 17.05 81.10 29.29
140 0.020424 35.0639232 54.77 13.64 21.30 89.83 34.93
150 0.021169 36.3429392 62.87 15.14 26.20 99.21 41.34
160 0.021973 37.7232464 71.53 16.77 31.79 109.25 48.56
170 0.022835 39.203128 80.75 18.51 38.13 119.95 56.65
180 0.023755 40.782584 90.53 20.39 45.27 131.31 65.66
190 0.024733 42.4616144 100.9 22.41 53.24 143.33 75.65
200 0.02577 44.241936 111.8 24.58 62.09 156.01 86.67
210 0.026866 46.1235488 123.2 26.91 71.88 169.35 98.79

f = reprezint ă coeficientul de rezisten ță la rulare

~ 28~

Fig. 1.9.1 Suma puterilor corespun zătoare rezisten țelor la înaintare
1.10 Predeterminarea caracteristicii la sarcin ă total ă a motorului cu ardere
intern ă și alegerea motorului
1.10.1 Predeterminarea caracteristicii la sarcin ă total ă în vederea atingerii vitezei
maxime la deplasarea autovehiculului in palier

Prin analiza modelelor similare alese, putem observa c ă majoritatea autom obilelor au
viteza maximă cuprins ă în intervalul [ 206-224] km/h .Astfel se va alege Vmax = 210
km/h .Pentru a avea o anumit ă acoperire, din punct de vedere al puterii, se poate admite c ă
atingerea vitezei maxime se ob ține pe o pant ă foarte mic ă, p 0 = (0,05…0,3) % , astfel
rezult ând puterea maxim ă (Pmax) mai mare fa ță de cazul deplas ării în palier unde p 0=0.
Astfel se admite p 0 = 0,2 % însemn ând ca α p = 0,11 °

Figura 1.10.1 Distribuția vitezelor maxime în funcție de numărul de modele similare

020406080100120
0 50 100 150 200Pru;,Pa,Pp,Sum P
Vmax [km/h]Prul [kW] Pa [kW] ΣP Pp

~ 29~
Bilanțul de putere este:
Pr=ηt∙P=Prul+Pp+Pa+Pd (27)
Unde: -Pr este puterea disponibil ă la roat ă
-Prul este puterea necesar ă pentru învingerea rezisten ței la rulare a automobilului
-Pp este puterea necesar ă învingerii rezisten ței la urcarea pantei
-Pa este puterea necesar ă învingerii rezisten ței aerului
-Pd este puterea necesar ă învingerii rezisten ței la demarare
Din condi ția V=V max rezult ă ca 𝑑𝑉
𝑑𝑡 = 0 deci R d = 0 implicit si P d = 0
Înlocuind în form ula de mai sus va rezulta:
𝑃𝑟=[(f0∙cos αp+sinαp)∙Ga∙Vmax
360+Ga∙f01∙Vmax2
360+[𝑓02∙cos𝛼𝑝∙𝐺𝑎+𝑘∙A
4680]∙𝑉𝑚𝑎𝑥3] (28)
Cunosc ând to ți termenii rela ției de mai sus putem calcula puterea la roat ă la viteza maxim ă.
Pr = 90 kW
𝑃𝑉𝑚𝑎𝑥 =𝑃𝑟∙𝜂𝑡=90∙0.94=85 kW (29)
Pentru a trasa caracteristica exterioar ă se foloseste :
P=η𝑡∙𝑃𝑒 𝑚𝑎𝑥 [(𝛼
𝛼′)∙(𝑛
(𝑛𝑝))+(𝛽
𝛽′)(𝑛
(𝑛𝑝))2
−(𝛾
𝛾′)∙(𝑛
(𝑛𝑝))3
] (30)
Unde:
 Pmax este puterea maxim ă a motorului pe caracteristica extern ă
 np este tura ția la puterea maxim ă
 α,β si γ sunt coeficien ți de form ă corespunz ători tura țiilor joase
 α΄,β΄ si γ΄ sunt coeficien ți de forma corespunz ători tura țiilor ridicate
Luând în considerare c ă majoritatea modelelor similare sunt echipate cu un motor cu
aprindere prin sc ânteie (M.A.S), automobilul ce urmeaz ă să fie proiectat se va echipa tot cu
un motor M.A.S .Astfel coeficien ții de adaptabilitate (c a) și de elasticitate (c e) se vor alege în
compara ție cu valorile existente la modelele similare.
Astfel se adopt ă: ca = 1.135 ce = 0.625

~ 30~
α=𝑐𝑒2−𝑐𝑎(2𝑐𝑒−1)
(𝑐𝑒−1)2 =0.6252−1.135 (2∙0.625 −1)
(0.625 −1)2 =0.768 (31)
β=2𝑐𝑒∙(𝑐𝑎−1)
(𝑐𝑒−1)2=2∙0.625 ∙(1.135 −1)
(0.625 −1)2 =1.2 (32)
γ=𝑐𝑎−1
(𝑐𝑒−1)2=0.96 (33)
α′=2𝑐𝑒2−3𝑐𝑒+𝑐𝑎
(𝑐𝑒−1)2=2∙0.6252−3∙0.625 +1.135
(0.625 −1)2 =0.293 (34)
𝛽′=3−2𝑐𝑎−𝑐𝑒2
(𝑐𝑒−1)2=3−2∙1.135 −0.6252
(0.625 −1)2 =2.413 (35)
𝛾′=2−(𝑐𝑎+𝑐𝑒)
(𝑐𝑒−1)2=2−(1.135 +0.625 )
(0.625 −1)2=1.706 (36)

Ținându-se cont de valorile recomndate:
ζ =1.05..1.25 pentru M.A. S.( autoturisme)
ζ = 0.8..1.0 pentru M.A.S (autocamioane)
ζ = 0.9…1.0 pentru M.A.C
Se alege valoarea ζ = 1.12
Astfel acum se calculeaz ă puterea maxim ă necesar ă motorului teoretic, din rela ția de mai jos:
𝑃𝑚𝑎𝑥 =𝑃𝑉 𝑚𝑎𝑥
𝑓(𝑛𝑉 𝑚𝑎𝑥
𝑛𝑝)=𝑃𝑉 𝑚𝑎𝑥
𝑓(ζ ) (37)
𝑓(ζ )=α′∙ζ+β′∙ζ2−𝛾′∙ζ3 (38)
𝑓(ζ )= 0.293 ·1.12+2.413 ·1.122−1.706 ·1.123=0.958
𝑃𝑚𝑎𝑥 =85
0.958=89 𝑘𝑊
Pentru c ă în modelele similare majoritatea au n p cuprins in intervalul [5600,7000] rot/min se
va adopta n p=6000 rot/min . Cunosc ând toate aceste date se poate modela caracteristica
exterioar ă a motorului folosind rela țiile urm ătoare:

~ 31~
P=Pmax ⌈(α
α′)(n
np)+(β
β′)(n
np)2
−(γ
γ′)(n
np)3
⌉ (39)
M=955 .5∙𝑃
𝑛 [Nm] (40)
Tabel 1.10.1 Puterea și momentul determinate de condi ția de vitez ă maxim ă în palier

n [rot/min] P [kW] M [Nm]
1200 12.591008 169.4449339
1400 15.84810474 174.0499266
1600 19.34625304 178.2790015
1800 23.051712 182.1321586
2000 26.93074074 185.6093979
2200 30.94959837 188.7107195
2400 35.074544 191.4361233
2600 39.27183674 193.7856094
2800 43.5077357 195.7591777
3000 47.7485 197.3568282
3200 51.96038874 198.5785609
3400 56.10966104 199.4243759
3600 60.162576 199.8942731
3800 64.08539274 199.9882526
4000 67.84437037 200
4200 71.405768 199.0484581
4400 74.73584474 198.0146843
4600 77.8008597 196.6049927
4800 80.567072 194.8193833
5000 83.00074074 192.6578561
5200 85.06812504 190.1204112
5400 86.735484 187.2070485
5600 87.96907674 183.917768
5800 88.73516237 180.2525698
6000 89 176.2114537
6200 88.72984874 171.79442
6400 87.8909677 167.0014684
6600 86.449616 161.8325991

~ 32~

Fig. 1.10.2 Caracteristica exte rioar ă a puterii și a momentului

1.11.Alegerea motorului și prezentarea caracteristicii la sarcin ă total ă

Motorul care va echipa autovehiculul de proiectat este cel teoretic, deoarece din
modelele sim ilare nu se reg ăsește un motor cu specifica ții identice . Specifica țiile constructive
sunt prezent ate în tabelul urmator.
Tabel 1.11.1 Date constructive ale motorului ales.
Nr.crt Model Pmax [kW] np
[rot/min ] Mmax
[Nm] nM
[rot/min ] Ca ce
1 Teoretic 89 6000 200 3750 1.135 0.625

Coeficien ții de form ă a motorului teoretic:
α=0.768 β=1.2 γ=0.96
α′=0.293 β′=2.413 γ′=1.706
Determinarea raportului de transmitere al transmisiei principale
Din conditia vitezei maxime :
i0pred = 0,377 𝑟𝑟∗ζ ∗𝑛𝑝
𝑉𝑚𝑎𝑥 ∗ 𝑖𝑆𝑁 [km/h]  i0pred = 0,377 0.29337 ∗ 6000 ∗1,12
210 ∗ 0.98= 3.61 (41)
050100150200250
0102030405060708090100
1000 1500 2000 2500 3000 3500 4000 4500 5000 5500 6000 6500M[daNm] P[kW]
n[rpm]P=f(n) M=f(n)

~ 33~
unde i SN = 0.98 in treapta in care se atinge viteza maxima
Astfel avem i o pred = 3.61
Valoarea predominanta a raportului i 0 trebuie sa fie definitivata (i oef), ca fiind un raport
intre doua numere naturale, corespunzatoare numerelor de dinti sau produselor de numere de
dinti ale rotilor dintate in angrenare.
Deci, (i 0)ef = 𝑝
𝑞 , p,q ϵ N
in care (i 0)ef ≠ (i0)pred.
Pentru definitivarea raportului i 0 se vor alege 3 variante de perechi de numere de dinti,
pornind de la valoarea predeterminata si de la schema cinematica a transmisiei principale.
Daca (i0)pred < 7, se adopta o transmisie principala simpla.
In cazul transmisiei principale simple,
– i0 = 𝑧𝑐
𝑧𝑝 (42)
unde: Z p – numarul de dinti ai pinionului
Zc – numarul de dinti ai coroanei

Sursa : Aurel P.Stoicescu – ”Proiectarea
performantelor de tractiune si de consum ale
automobilelor”

Fig.1.11.1 Schema cinematica pentru
transmisie principala simpla cu roti dintate
conice

~ 34~
Pentru transmisia principala simpla se alege Z p cu valoare minima care, este dependenta
de raportul i 0 pred. In acest sens, pentru angrenajele conice se pot folosi recomandarile firmei
Gleason, indicate in tabelul urmator.
Pentru transmisia principala cu roti dintate cilindrice (specifica transmisiei D CT)
numarul mininim de dinti ai pinionului conducator variza intre 14 -17.
Pentru definitivarea i 0 se vor alege 3 variante de perechi de numere si cu ajutorul
formulei , se vor afla numeric cele 3 variante.
– i0pred = 3.61, se alege Zpmin = 14 dinti
 Zc = 50.54 dinti, se rotunjeste Zc = 50 de dinti
Astfel valoarea lui i 01 este: – i01,ef = 𝟒𝟓
𝟏𝟒 = 3.57
Eroarea relativă a valorii efective față de cea predeterminată este:
– ε01 = |𝑖01,𝑒𝑓−𝑖0|
𝑖0 *100 = 1.10 % (43)

Vmax 1 =0,377 𝑟𝑟∗ 𝑛
𝑖01∗ 𝑖𝑠𝑛
Vmax 1 =0,377 0.29337 ∗ 6000 ∗1.12
3,57∗ 0.98 =212,43 km/h

Pentru i 02,ef se alege Zp = 15 de dinti
 Zc = 54,15 dinti, se rotunjeste Zc = 54 de dinti
 i02,ef = 3.6
Eroarea relativă a valorii efective față de cea predeterminată este:
– ε02 = |𝑖02,𝑒𝑓−𝑖0|
𝑖0 *100 = 0,27 % (44)

Pentru i 03,ef se alege Zp = 14 de dinti
 Zc = 50,54 dinti, se rotunjeste Zc = 51 de dinti
 i03,ef = 3.64

~ 35~
Eroarea relativă a valorii efective față de cea predeterminată este:
– ε03 = |𝑖03,𝑒𝑓−𝑖0|
𝑖0 *100 = 0,83 % (45)

Pentru cele trei valori calculate ale raportului de transmitere efectiv al transmisiei
principale s -au ales trei valori diferite ale numărului de dinți ai coroanei diferențialului,
zc1 = 50 de dinți, z c2 = 54 de dinți, z c3 = 51 de dinți, în timp ce numărul de dinți ai pinionului
de atac a rămas același, z p = 14 dinți și 15 din ți.
Se observă că nici erorile relative ale valorilor efective ale rapoartelor de transmitere nu
sunt mari, acestea începând de la 0.27 % până la o valoare maximă de 1.10 %.
Alegerea uneia dintre cele trei variante de rapoarte de transmitere efective, i01, i02 sau i 03,
se va face reprezentând grafic puterea la roată în funcție de viteză obținută cu fiecare raport și
comparând -o cu puterea rezistentă întâmpinată d e autovehicul la deplasarea sa în palier.
P Pt r *
(46)
unde: – 𝜂𝑡=0,94=𝑐𝑡 reprezinta randamentul transmisiei
– P reprezinta puterea motorului.

Viteza autovehiculului corespunzatoare unei anumite turatii a motorului, pentru un anumit
raport al transmisiei principale si avand cuplata treapta de priza directa, se calculeaza cu
relatia:

sn kr priinr V
0377.0 (47)
Pe aceeasi diagrama s -a suprapus curba puterii rezistente totale la deplasarea
autovehiculului in palier.
Iar din conditia de viteza minima:
𝑖𝑠𝑣1=0.377∙𝑟𝑟∙𝑛𝑚𝑖𝑛
𝑖0∙𝑉𝑚𝑖𝑛=0.3770.29337 ∙1200
9∙3.64=4.05 (48)

~ 36~
unde:
 nmin = 0.2 * n p =1200 rot/min
 Vmin (6…10) km/h  se adopta 9 km/h

Fig.1.11.1

Se va alege ca raport de transmitere al transmisiei principale i 0 = i01 = 3.64 deoarece oferă un
surplus de putere la roată față de celelalte rapoarte.

0102030405060708090100
0 30 60 90 120 150 180 210 240P [kw]
V [km/h]Diagrama pentru definitivarea lui i 0
V1 V2 V3 Series4

~ 37~
Capitolul II. Analiza comparativă între soluțiile constructive
ale ambreiajel or uscate/umede duble DCT

Transmisiile cu dublu ambreiaj (DCT – Dual Clutch Transmission) combină avantajele
unei cutii manuale (simplitate constructive și randament ridicat) cu cele ale unei cutii
automate (schimbarea automată sub sarcină și fără șocuri a treptelor de viteză). Cutiile DCT ,
în timpul unei schimbări de treaptă de viteză, transferă cupl ul de la un ambreiaj la celălalt
aproape instantaneu.
Componenta principală a unei transmisii DCT este ambreiajul dublu. Acesta transferă
cuplul de la motor la angrenajele cutiei de viteze. Din punct de vedere cinematic, o cuti e de
viteze cu dublu ambreiaj este compusă din două cutii de viteze manuale, dispuse în paralel .
Practic în aceeași carcasă avem două cutii de viteze, fiecare cu propriul ambreiaj, o cutie
conținând treptele impare ( I, III, V,etc.) iar a doua treptele pare (II, IV, VI si R ).
Constructiv se deosebesc două tipuri de ambreiaje duble: monodisc cu frecare uscată
si multidisc cu frecare umedă .

2.1 Ambreiajul dublu monodisc uscat
Ambreiajul uscat limiteaza doar capacitatea termică, astfel încât, în intrările mari de
energie a sistemului ajunge rapid la limite, care sunt semnificativ mai mici decât cele ale
variatiilor de cuplu. În timpul deplasării, toate proce deele de schimbare a vitezelor sunt
sincronizat e automat. O unitate de control transmite comenzi unui mecanism de acționare
electrohidraulic sau electromecanic. Acest lucru permite ambreiajelor și furcilor
schimbătorului să execute mișcările specifice într -un interval de timp foarte bine stabilit.
Astfel, în orice moment, una dintre subtransmisii este conectată la motor.

~ 38~
Componentele unui ambreiaj dublu sunt similare cu cele ale unui ambreiaj simplu:

Sursa: LuK TecBr 2CT Repair Solution Basis
Fig. 2.1.1 Ambreiaj dublu cu frecare uscată

1. Arbore cotit
2. Volantul cu masă dublă (DMF)
3. Placa centrală
4. Lagăr de susținere
5. K1 placă de presiune
6. K1 discul de ambreiaj
7. K2 placă de presiune
8. K2 discul de ambreiaj
9. K2 rulment de presiune
10. K1 rulment de presiune
11. Arbore primar 1 (arbore solid)
12. Arbore primar 2 (arbore tubular)
13. Element de legătură 14. K2 arc diafragmă
15. K1 arc diafragmă

~ 39~
Ambreiajele duble sunt special construite astfel încât să fie compacte și
simplificate prin folosirea comun ă a pieselor celor 2 ambreiaje. Acestea se întâlnesc
într-o mare varietate, elementele de comand ă influen țând considerabil construc ția
acestora.

Sursa: Documenta ția companiei LuK
Fig.2.1 .2 Compensatoare de uzura
În fig. 2.1.2 sunt prezentate trei solu ții constructive pentru compensatoarele de uzur ă.
a)compensatoare de uzur ă separate
b)compensatoare de uzur ă commune
c)compensatoare cu reazem intermediar
Datorită constructiei transmisiei powershift, din motive de siguran ță constat ăm
că cuplajele trebuie să se deschidă automat în cazul în care sistemul de ac ționare a
ambreiajului e șuează. Acest lucru se poate realiza foarte usor prin util izarea asa –
numitelor „ambreiaje închise în mod activ“. În ambreiaje închise în mod activ, forta de
contact este egal cu zero.

~ 40~
2.2 Ac ționarea ambreiajului dublu uscat

Sursa: LuK TecBr 2CT Repair Solution Basis
Fig.2. 2.1 Fig.2. 2.2

În timpul deplasării într -o treaptă “impară”, ansamblul mecatronic selectează
următoarea treaptă în ordine crescătoare sau descrescătoare.
 Forța levierului de cuplare mare al ambreiajului K1 se transferă diafragmei prin
intermediul manșonului de cuplare în sens invers direcției de acți onare.
 Placa de presiune a ambreiajului K1 se deplasează către placa centrală și
cuplează ambreiajul .
 Treapta selectată “așteaptă” până ce ambrei ajul K2 se cuplează.

În cazul în care este nevoie de utilizarea uneia dintre treptele II, IV,
VI sau marșarier, levierul de cuplare mare se retrage, decuplând astfel
ambreiajul K1. Concomitent, ansamblul mecatronic va acționa levierul de
cuplare mic. Am breiajul K2 este cuplat și cuplul se transmite arborelui
tubular. Levierul mic cuplează ambreiajul K2 prin împingerea plăcii de
presiune a ambreiajului K2 către discul de ambreiaj .

~ 41~
2.3. Sistemul de cuplare
Sursa: LuK TecBr 2CT Repair Solution Basis
Fig.2.2.3.1 Structura sistemului de cuplare
1 Rulment de presiune pentru K1
2 Rulmentul de presiune pentru K2
3 Manșon de ghidare
4 Dispozitiv de
acționare cu pârghie
și resort pentru K1
5 Dispozitiv de
acționare cu pârghie
si resort pentru K2
6 Servomotor pentru K1
7 Servomotor pentru K2

Ambreiajele din sistemul cu dublu ambreiaj sunt decuplate când motorul este la
ralanti (în mod normal în poziția decuplat). Ele se cuplează în momentul activării
levierului de cuplare. De aceea, acest sistem este cunoscut sub numele de sistem de
cuplare.

~ 42~
Sistemul de cuplare este acționat electric și se compune din două manșoane de cuplare
pentru K1 și K2 [1 și 2], manșonul de ghidare [3] și două dispozitive de acționare cu
pârghie [4 și 5]. Componentele se află în carcasa transmisiei. Servomotoarele [6 și 7]
sunt montate în exterior.

2.4. Constructie

Fig.2.1.4 Ambreiajul dublu uscat explodat
Elemente:
1. furcă de acționare ambreiaj 1
2. furcă de acționare ambreiaj 2
3. rulment de presiune 1
4. rulment placă centrală
5. volant cu masa dublă ( DMF )
6. placă de presiune ambreiaj 1
7. disc de ambreiaj 1
8. placă centrală
9. disc de ambreiaj 2
10. placă de presiune 2
11. arc diafragmă

~ 43~

Sistemul este astfel construit încât ambele ambriaje s ă fie decuplate atunci cand
motorul func ționeaz ă la ralanti și niciuna din treptele de vitez ă nu este
selectat ă.Amreiajele se cupleaz ă doar la activarea levierului. În timpul deplasarii unul
dintre ambreiaje este intotdeauna cuplat astfel c ă în orice moment, una dintre
subtransmisii este conectat ă la motor, astfel decelerarea se produce cu o minim ă
întrerupere a puterii de trac țiune.

Sursa: Expozitie AutoNET Mobility Show (Fabricantul LuK)
Fig. 2.1.4 Ultima generatie de ambreiaj dublu uscat.

~ 44~
2.5. Ambreiajul dublu multidisc umed
Un ambreiaj umed este un ambreiaj scufundat într -un lichid (ulei) de răcire, care
totodată păstrează curate suprafețele de contact, face utilizarea mai lină, și prelungește
astfel durata de funcționa re.

Sursa: http://www.e -automobile.ro/categorie -transmisii/77 -cutie -dublu -ambreiaj.html
Fig. 2. 5.1. Ambreiajul dublu umed
Ambreiajele umede din cauza mediului umed în care se află, tind însă să piardă la
transmisie, prin "alunecare", o parte din puterea cuplului motor al axei primare. Din
punct de vede constructiv acestea se fac multidisc pentru a realiza cuplarea progresiv ă a
treptelor și pentru a rezista la un cuplu motor mai mare.
Avantajul acestei solu ții const ă în posibilitatea de a schimba vitezele f ără
întreruperea puterii. În schimb apare dezavantajul c ă cele doua ambreiaje funcționau
într-o baie de ulei care avea rolul de a men ține temperaturile la un nivel sc ăzut iar uleiul
avea nevoie de pompe de ulei mari care s ă mențină fluiditatea lichidului în sistem.
Pentru a înlătura acest dezavantaj, noua tehnologie se bazeaza pe discuri de
ambreiaj umede care au nevoie de pompe mai mici și de lubrifiere mai sc ăzută. În plus,
materialele din care sunt construite discurile de ambreiaj au fost și ele modificate pentru
a permite schimbul de temperatur ă. Acestea nu se degradeaz ă la frecare, permi țând o
durat ă de via ță mai lung ă.

~ 45~
Din punct de vedere constructiv, amb reiajele multidisc umede, se deosebesc prin
mecanismul de ac ționare astfel exista: ambreiaje cu ac ționare electro hidraulic ă sau cu
acționare mecanic ă prin p ârghii. Toate cutiile de viteze cu dublu ambreiaj sunt
controlate electronic. Acționarea ambreiajelor cât și cuplarea treptelor de viteză se face
electro -hidraulic, prin intermediul unor supape electro -hidraulice sau electric utilizând
motoare electrice de curent continuu.

Sursa: Documentatiile companiei LuK
Fig. 2.5.2. Mecanismul de ac ționare al ambreiajului multidisc umed.

2.6. Beneficiile ambreiajului dublu:
 Îmbină simplitatea transmisiei automate cu promptitudinea transmisiei manuala
 Este similara transmisiei automate fiind, în plus, foarte eficienta
 Nu există întreruperi de putere în timpul transferului de cuplu
 Reducerea consumului de combustibil
 Reducer ea emisiilor de CO2
 Cost redus în raport cu transmisia automata (hidrotransformator)

Ambreiajul umed este în general considerat ca fiind prea prete nțios și costisitor.
În plus, pierderile ce apar la nivelul pompei de multe ori duce la un consum de
combustibil mai mare în compara ție cu solu țiile uscate.

~ 46~
Principalul criteriu de utilizare a unui ambreiaj multidisc umed sau a unuia
monodisc uscat este cuplul motor maxim transmis. Astfel, în cazul în care, cuplul motor
maxim depășește 250 Nm este de pref erat să se utilizeze ambreiaje multidisc umede. La
automobilele la care propulsorul dezvoltă sub 200 – 250 Nm se utilizea ză ambreiaje
monodisc uscate, acționa te electric , acestea prezintă avantajul consumului mai scăzut de
combustibil, datorită lipsei pomp ei de ulei și a pierderilor prin frecări mai reduse.
Randamentul superior al ambreiajelor uscate, comparativ cu cele multidisc
umede, au permis automobilelor cu transmisii cu dublu ambreiaj cu frecare uscată să
obțină un consum de combustibil mai mic compa rativ cu un automobil cu transmisie
manuală ..

~ 47~
Capitoul III. Proiectarea și calculul ambreiajului dublu

Condiții impuse ambreiajului
La decuplare (debreiere) :
 să permită decuplarea completă și rapidă a motorului de transmisie, pentru a
fi posibilă schimbarea treptelor fără șocuri;
 să necesite efort redus din partea conducătorului, fără a avea o cursă prea
mare la pedală.
La cuplare (ambreiere):
 să asigure o cuplare progresivă a motorului cu transmisia, pentru a evita
pornirea bruscă de pe l oc a automobilului și șocurile în organele transmisiei;
 să permită eliminarea căldurii care se produce la patinarea ambreiajului;
 să asigure în stare cuplată o îmbinare perfectă (fără patinare) între motor și
transmisie.
Ambreiajul trebuie să transmită mom entul motor maxim și în cazul în care
garniturile de frecare sunt uzate își reduc forța de apăsare. Pentru îndeplinirea acestei
cerințe momentul de calcul al ambreiajului se adoptă mai mare decât momentul maxim
al motorului.
Părțile constructiv e ale ambreiajului sunt:
1. Partea conducătoare – partea montată pe volantul motorului.
a) Carcasa interioară a ambreiajului
b) Placile de presiune
c) Arcul diafragm ă
2. Partea condusă – partea care este în legătură directă cu arborele primar al
schimbătorului de viteză.
a) Discurile conduse ale ambreiajului;
b) Arborele ambreiajului.
3. Sistemul de acționare sau comandă – care cuprinde:
a) Pârghii de debreiere;
b) Inelul de debreiere;
c) Rulmentul de debreiere;

~ 48~
3.1. Dimensionarea și verificarea principalelor componente ale
ambreiajului
Calculul de dimensionare și verificare a garniturilor de frecare ale ambreiajului
Pentru ca ambreiajul să fie capabil să transmită momentul motor maxim fără a patina
este necesar ca pe toată durata de funcționare momentul de calcul al ambreiajului M c să
fie mai mare decât momentul maxim al motorului M max. Se va introduce astfel în
calculul momentului un coeficient de siguranță β care va ține cont de această condiție.
Așadar, momentul de calcul al ambreiajului este dat de relația:
𝑀𝑐=𝛽∙𝑀𝑚𝑎𝑥 (49)
unde β=𝑀𝑐
𝑀𝑚𝑎𝑥 (50)
Ținând cont de faptul c ă ambreiajul este solicitat mai mult la plecarea de pe loc se alege
pentru dimensionarea primului disc un coeficient de siguranță β = 1,5 iar pentru cel de –
al doilea un coeficient de 1,2. Astfel rezult ă:
Mc1 = 300 [Nm]
Mc2 = 240 [Nm]
Pentru c ă valoarea coeficientului de siguranță β este una mică, ambreiajul prezintă
următoarele avantaje și dezavantaje:
Avantaje:
 timpul de patinare se va reduce ceea ce va duce la o îmbunătățire a
accelerării automobilului.
Dezavantaje:
 crește tendința de patinare a ambreiajului;
 se mărește lucrul mecanic de frecare la patinare ceea ce duce la uzura
garniturilor de frecare.
 din cauză că ambreiajul nu mai patinează decât la solicitări foarte mari,
cresc tensiunile din organele transmisiei.

~ 49~

3.2 Alegerea si d imensionarea garniturilor de frecare
Garniturile de frecare sunt componente ale discului condus prin intermediul
cărora se stabilește legătura de cuplare a ambreiajului. Drept urmare suprafețele de
frecare ale ambreiajului reprezintă căile de legatură dintre parțile conduc ătoare ale
ambreiajului.
Raza exterioară a garniturilor de frecare se calculează cu urmatoarea formul a:
Re=√2∙β∙Mmax
μ∙i∙π∙p0∙(1−𝑐2)(1+c)3 (51)
Raza interioară are formula urmatoare:
Ri=Re∙c (52)
Unde:
 μ-coeficient de frecare;
 i-2·n numărul suprafețelor de frecare;
 p0-presiunea specifică de apăsare;
 c=Ri
Re,c∈(0.53;0.75)
 Ri-raza interioara a garniturii de fricțiune;
 Re-raza exterioară a garniturii de fricțiune ;
 n-numarul discurilor conduse ale ambreajului;

Presiunea specifică se alege în functie de materialul garniturilor de frecare astfel din
considerente de uzură a suprafețelor de frecare, presiunea specifică a ambreiajului se
admite in urmatoarele limite:

Tabel 3.2.1 – Valorile limită ale presiunii specifice
Presiunea specifică[MPa] Materialul garniturilor de fricțiune
0.2…0.5 Rășini sintetice
1.2…2.5 Metaloceramice

~ 50~
Se adopta c = 0.69, p 0 = 0.3 MPa, μ=0.3 și i = 4 , n = 2
Re1= 106.21 → R e2= 98.58 mm (53)
Ri1=106 .21∙0.69=79.28 mm → R i2 = 68.02 mm
De1 = 2·R e1 =2·106.21 = 212.4 mm → De2 = 197.16 mm (54)
Tabel 3.2.1 Dimensiunile garniturilor de frecare pentru ambreiaje [mm]

Se adopt ă conform STAS 7793 -83 pentru garniturile de frecare dimensiunile:
 Diametrul exterior: D e1 = 225 mm , D e2 = 200 mm
 Diametrul interior: D i1 = 150 mm, D i2 = 130 mm
 Grosimea: g = 3 .5 mm
Calculam raza medie a suprafetei de frecare:
Rmed =2
3·𝑅𝑒³−𝑅𝑖³
𝑅𝑒²−𝑅𝑖² (55)

Rmed1 = 95 mm → 0.095 m ; Rmed2 = 83.73 mm → 0.0 8373 m
Unde:
 Mc este momentul maxim capabil
 F este forța de apăsare verticală
 Rm este raza medie a suprafeței de frecare
 A este aria suprafe ței de frecare
Determinarea forței de ap ăsare asupra discului :
N = Mc
𝑖·𝜇·Rmed (56)
N1 = 26,315 kN
N2 = 22,909 kN
De 150 160 180 200 225 250 280 300 305 310 325 350
Di 100 110 125 130 150 155 165 175 185 195
g 2.5..3.5 3.5 3.5…4.0

~ 51~
Aria suprafetelor de frecare:
A=π(𝑅𝑒2−𝑅𝑖2)𝑖 (58)
A1 = 44178.64 [mm2]
A2 = 36285.39 [mm2]
i reprezint ă numarul suprafe țelor de frecare = 4
3.3 Predeterminarea creșterii temperaturii pieselor ambreiajului

De regul ă frecvența cupl ărilor-decupl ărilor ambreiajului este mai mare în zona
urbană. Deoarece în timpul acestor procese cea mai mare parte din momentul motor se
transmite prin patinare , el se transformă în caldură, asftel crește temperatura pieselo r
ambreiajului ducând la creșterea funcționarii garniturii la o temperatură mai ridicată.
Verificarea la încalzire se face pentru discurile de presiune, aflate în contact
direct cu planul de alunecare, cu relația:
Δt =𝛼·𝐿
𝑐·𝑚𝑝 (59)
Unde:
 α este un coeficient care exprimă partea din lucrul mecanic preluat de discul de
presiune al ambreiajului
 α = 0.5
 c = 500 𝐽
𝐾𝑔·°𝐶 este c ăldura specifică a pieselor din font ă și oțel
 L este lucrul mecanic de frecare(patinare)
 mp reprezint ă masa pieselor ce se încălzesc
Lucrul mecanic total pierdut prin patinare în primele dou ă faze de cuplare a
ambreiajului se determină cu relația:
L = 𝑛02
180∗𝐼𝑝
(1−𝑀𝑝
𝑀𝑐)+(1−𝑀𝑚
𝑀𝑐)∗𝐼𝑝
𝐼𝑚 (60)

~ 52~
Pentru a calcula lucrul mecanic pierdut prin patinare avem nevoie de:
𝐼𝑝= 𝑚𝑎∗𝑟𝑟2
𝑖𝑡2 (61)
𝑖𝑡 = 𝑖0 ∗ 𝑖𝑠𝑣1 =3.64∗4.05 =14.742 (62)
𝐼𝑝=1692 ∗ 0.293372
14.7422=0.670 [𝑘𝑔∙𝑚𝑚2]
𝑛0=1500 +𝑛𝑀
3= 2750 [𝑟𝑜𝑡
𝑚𝑖𝑛] (63)
Momentul de inertie al maselor mobile ale motorului și ale p ărții conduc ătoare a
ambreiajului reduse la axa arborelui:
𝜔𝑚= 𝜋∗𝑛𝑝
30=628 .32 [rad/s] (64)
Mp = 9555 ·𝑃𝑚𝑎𝑥
𝜂𝑝=141,73 Nm < M max (65)
𝐼𝑚= 𝜓𝑚∗𝑀𝑃
𝜔𝑚2= 0,089 kg ·m2 (66)
Unde:
 𝜓𝑚=(200 …400 ),aleg 𝜓𝑚=250
 ωm = viteza unghiulară a părții conducatoare care se consideră la limita egală cu
turația de moment maxim a motorului

Astfel lucrul mecanic este:
𝐿1=27502
180∗0.670
(1−32.3
300)+(1−200
300)∗0.670
0,089=82767 .73 J (67)
𝐿2=27502
180∗0.670
(1−32.3
240)+(1−200
240)∗0.670
0,089=72397 .43 J (68)

~ 53~
Lucrul mecanic specific de patinare:
2
1
2
246.14[ / ]*
91.35[ / ]*Ll J cmiA
Ll J cmiA

(69)
Din relațiile de mai sus rezultă:
0
pLCcm 
(70)
∆𝜏1=11 ℃ ∆𝜏2=12 ℃
Se alege masa pieselor care se incal zesc m = 4 kg

3.4 Calculul arborilor ambreiajului dublu uscat
Dimensionarea arborelui ambreiajului se face din condiția de rezistență la solicitare de
torsiune determinată de transmiterea momentului maxim, cu relația:
max3
0.2i
aMd

(71)
Arborele ambreiajului se confecționează din oțel aliat cement at 13CrNi30 din STAS
791-80 τa = 200…250 N/mm2 pentru arbori.Se alege o valoare a rezistenței admisibile
egală cu τa = 200 N/mm2; care este specifică arborilor de intrare în schimbătoarele de
viteze.
𝑑𝑖=√1.5∙200000
0.2∙200=319.5 [ mm ]
Conform relației rezultă un diametru interior al arborelui egal cu d i = 20 mm
Dimensiunea arborelui ce vine de la motor se adoptă în funcție de valorile
standardizate.Se utilizează canelurile triunghiulare (STAS 7346 -83), care pot prelua
sarcini și cu șoc, centrarea facându -se pe flancuri. Adoptând seria canelurilor, dup ă
diametrul interior, rezultă și celelalte dimensiuni ale îmbinării.

~ 54~
Tabel 3. 4.1
D d b z da1 df1 ra
20 18.5 3 33 20 17.37 0.2

Diametrul interior a celui de -al doilea arbore este influențat de diametrul exterior
al celui dintâi. Trebuie avut în vedere introducerea între cei doi arbori a unui rulment
cu ace.Rulmentul are rolul de a menține coaxialitatea celor doi arbori, acesta n efiind
supus încărcărilor.
Se alege rulmentul K 20x28x16 cu urmatoarele specificații:
 Diametru Exterior (mm) 28
 Diametru Interior (mm) 20
 Lățime (mm) 16

Pentru arborele tubular:
Diametru l interior se ob ține din cond țtia de rezisten ță la încovoiere :
𝜏𝑎=𝑀𝑧
𝑊𝑧=𝑀𝑧
𝜋
32𝐷∙(𝐷4−𝑑4) ,τa = 200 N/mm2 (72)
 D𝑒=31.64
Cu ajutorul calculelor s -a adoptat un diametru exterior al arborelui de d e = 32 mm.
Conform STAS 7346 -83 se aleg dimensiunile canelurilor.
Tabel 3. 4.2
D d b z da1 df1 ra
32 30 7 36 32 28.41 0.4

~ 55~
Verificarea de forfecare:
𝜏𝑠=2𝑀𝐴
𝜑∙𝑑∙𝑧∙𝑏∙𝑙 ( 73)
Unde: φ – coeficient al repartiției neuniforme ( φ = 0,75 )
l – lungimea segmentului canelat (l = 32 mm)
Rezultă o forță tangențială de forfecare de τs = 64.52 MPa. Această valoare este cuprinsă
în intervalul valorilor admisibile: 70 – 120 MPa.
Verificarea de contact:
𝜎𝑘=2∙𝑀𝐴
𝜑∙𝑑∙𝑧∙𝑙∙(𝐷−𝑑−4∙𝑐) (74)
Unde: c – valoarea teșiturii canelurii (c = 0,3 mm)
În urma calculelor efectuate, rezultă valoarea presiunii de contact de σk = 23.14 MPa.
Aceast ă valoare aparține intervalului admisibil pentru solicitări dinamice 20 – 50 MPa.
3.5 Calculul butucului discului condus
Calculul îmbinării dintre butuc și arbore are în vedere calulul la strivire și forfecare pe
flancurile canelurilor. La strivire verificarea se efectuează cu relația:
𝜎𝑠=k2∙𝛽∙𝑀𝑚𝑎𝑥
𝑑∙ℎ∙𝑧∙𝑙≤𝜎𝑎𝑠 (75)
unde:
k ─ coeficient de repartizare a sarcinii pe caneluri și se adopt ă k = l/0.5
z ─ reprezintă numărul de caneluri l ─ lungimea butucului discului condus (32)
h ─ înălțimea canelurii supuse la strivire , (𝐷𝑒−𝐷𝑖)/2 = 3
d ─ este diametrul mediu al arborelui canelat , (𝐷𝑒+𝐷𝑖)/2 = 31
În urma calculelor efectuate, rezultă valoarea efortului de strivire este σs = 28.67
MPa.Aceast ă valoare aparține intervalului admisibil pentru efortul unitar ≤ 30 Mpa.

~ 56~
Efortul la forfecare se determină cu relația:
𝜏𝑓=4∙𝛽∙𝑀𝑚𝑎𝑥
𝑑∙𝑏∙𝑧∙𝑙≤𝜏𝑎𝑓 (76)
unde:
b ─ este lățimea canelurii; τaf ─ solicitarea adminsibilă la forfecare (τaf = 20…30
MPa);
Rezultă o forță tangențială de forfecare de τf = 3.84 MPa. Această valoare este cuprinsă
în intervalul valorilor admisibile ≤ 15 MPa.
3.6 Calculul par ții conduc ătoare a ambreiajului

Calculul p ărții conduc ătoare a ambreiajului se refera la calculul pl ăcilor de
presiune și a pl ăcii centrale și la element ele de fixare a acestora de carcasa ambreiajului.
Funcțional, discul de presiune reprezintă dispozitivul de aplicare a forței
arcurilor pe suprafața de frecare, componentă a păr ții conducătoare pentru transmiterea
momentului, suport pentru arcuri și eventualele pârghii de debreiere și masa metalică
pentru preluarea căldurii rezultate în urma patinării ambreiajului.Pl ăcile de presiune de
obicei se realizeaz ă din font ă cenușie iar dimensiunile l or sunt determinate de
dimensiunile garniturilor de frecare și de c ăldura preluat ă în procesul patin ării
ambreiajului.

Asimilând discul de presiune cu un corp cilindric cu dimensiunile red și rid se
obține înălțimea necesară a discului de presiune h p.

∆𝑡1=11 ℃ , ∆𝑡2=12 ℃ , c = 500 𝐽
𝐾𝑔·°𝐶 , ρ = 7800 kg/m3 pentru fonta cenușie

red = R e + (3…5) mm
rid = R i – (3…5) mm
red = 115.5 mm și rid = 70 mm pentru placa 1 (77)
respectiv red = 105 mm și rid = 60 mm pentru placa 2

~ 57~
hp=𝛼∙𝐿
∆𝑡∙𝑐∙𝜌∙𝜋∙(𝑟𝑒𝑑2−𝑟𝑖𝑑2) [mm ] (78)
hp1=0.5∙82767 .73
11∙500 ∙7.8∙10−6∙𝜋∙(115 .52−702)=19.68 [mm ]
hp2=0.5∙72397 .43
12∙500 ∙7.8∙10−6∙𝜋∙(1052−602)=22.11 [mm ]

3.7 Calulul elementelor de legătură .
Legătura dintre carcasa ambreiajului și placa de presiune se face prin intermediul
unor umeri, sau unor caneluri sau prin intermediul unor birde fixate cu ajutorul unor
nituri. Se alege soluția de fixare prin bride. Trebuie ca bridele să transmită momentul
motor la discul conducător de la carcasa ambreiajului.
Eforturile admisibile la forfecare 30 MPa și la strivire 80 -90 MPa. Legătura
impune verificarea niturilor la forfecare ș i la strivire . Se folosesc formulele:
12Strivire
79.29 68.34c
ssMMPa MPaz d g R    
(79)
12 4Forfecare
4 15.76 2.08 c
ffMMPaz d R    
(80)

Unde:
z = 3 este numărul bridelor;
d = 4 este diametrul nitului [mm];
g = 3 este grosimea bridei [mm];
R ─ este raza medie de dispunere a bridelor [mm].
Discul de presiune 1 se prinde de elementul de legatur ă 2 mm, iar prinderea se face prin
4 bride.

~ 58~
3.8 Calculul arcurilor ambreiajului

Pentru primul arc diafragm ă constructiv, se adoptă urmatoarele dimensiuni :
-diametrul exterior: d 1;
d1 = (0,9…1)·D e
d1 = 0,9* 200 = 180 mm

-diametrul de așezare: d 2;
d2 = (0,7..0,85)·d 1
d2 = 0,7·1 80 = 126 mm

-diametrul interior d3;
d3 = 54 mm
-înălțimea totală a arcului: H(15..35)
H =17 mm (81)

-înălțimea de la punctul de sprijin la bază: h;
𝑑2
𝑑1=𝐻−ℎ
𝐻 => h=𝐻·(𝑑1−𝑑2)
𝑑1

h=17·(180 −126 )
180=5.1 mm (82)

-grosimea arcului diafragmă: S;
S ϵ [2-5] mm; S = 3 mm
-număr de pârghii z = 18

 diametrul de așezare d 2;
 diametrul exterior al arcului d 1;
 diametrul interior d 3.

~ 59~
1 Cu ajutorul formulei de mai sus putem trasa caracteristica arcului diafragmă.
F(f)=4∙E∙s∙f
(1−μ2)⋅k1⋅d12⋅[(h−f)⋅(h−f
2)+s2] [mm ]
(83)
 se calculează mărimile din tabelul pentru diferite valori ale săgeții cuprinse între
f = 0 și f = 1,7. h.
– E – modulul de elasticitate al materialului, E = 21000 MPa;
– µ – coeficientul lui Poisson = 0.3
– f – deformația arcului ȋn dreptul diametrului d 2;
– k1, k2 , k3 -coeficienți de formă
k1=1
π∙(1−d2
d1)2
d1+d2
d1−d2−2
lnd1
d2=0.97 (84)
k2=6
π⋅lnd1
d2⋅(d1
d2−1
lnd1
d2−1)=1.09 (85)
k3=3
π⋅lnd1
d2⋅(d1
d2−1)=1.15 (86)
σ𝑡 𝑚𝑎𝑥 = 16.47 [MPa]
Datorită forței de apăsare a discului condus, arcul este încărcat cu o sarcină
uniform distribuită pe circumferințele diametrelor d 1 și d 2.

Pentru calculul deformațiilor în timpul debreierii se folosește modelul din figura,
unde:
q = q 1 + q2,
cu:
𝑞1=f ∙𝑑2−𝑑3
𝑑1−𝑑2
𝑞2=ψ∙Q∙(d1−d2)3
24∙𝑧2∙𝐸∙𝐼3 Schema pentru calculul deformațiilor

~ 60~
Unde:
I=𝑏∗𝑠3
12 este momentul de inerție al secțiunii lamelei; b – baza mare a lamelei;
 – coeficient de formă al lamelei, care are valorile din tabelul 3.8.1
Tabelul 3.8.1 Valorile coeficientului de forma 
Pentru forța Q, din condiția de echilibru a forțelor , se obține:
Q=F∙𝑑1−𝑑2
𝑑2−𝑑3 (87)
Pentru al doilea arc diafragm ă:
-diametrul exterior: d 1;
d1 = (0,9…1)·D e
d1 = 0,9* 225 = 202.5 mm

-diametrul de așezare: d 2;
d2 = (0,7..0,85)·d 1
d2 = 0,7·1 50 = 105 mm

-diametrul interior d3;
d3 = 97.5 mm
-înălțimea totală a arcului: H(15..35)
H =17 mm (88)

-înălțimea de la punctul de sprijin la bază: h;
𝑑2
𝑑1=𝐻−ℎ
𝐻 => h=𝐻·(𝑑1−𝑑2)
𝑑1

h=17·(180 −126 )
180=8.1 mm (89)
b/b 1 0,2 0,3 0,3 0,4 0,5 0,6
 1,315 1,315 1,250 1,202 1,160 1,121

~ 61~

-grosimea arcului diafragmă: S;
S ϵ [2-5] mm; S = 3 mm
-număr de pârghii z = 18

 diametrul de așezare d 2;
 diametrul exterior al arcului d 1;
 diametrul interior d 3.

Cu ajutorul formulei de mai sus putem trasa caracteristica arcului diafragmă 2.
F(f)=4∙E∙s∙f
(1−μ2)⋅k1⋅d12⋅[(h−f)⋅(h−f
2)+s2] [mm ]
(90)

k1=1
π∙(1−d2
d1)2
d1+d2
d1−d2−2
lnd1
d2=0.29 (91)
k2=6
π⋅lnd1
d2⋅(d1
d2−1
lnd1
d2−1)=1.21 (92)
k3=3
π⋅lnd1
d2⋅(d1
d2−1)=1.35 (93)

Această deformație reprezintă caracteristica elastică a arcului în timpul cuplării
ambreiajului. Pentru a fi descrisă se va trasa un grafic al caracteristicii, iar datele
obținute vor fi centralizate în tabelul urmator:

~ 62~
Tabel 3.8.2 valori pentru primul arc diafragm ă

Tabel 3.8.3 valori pentru al doilea arc diafragmă
f F.cuplare F.decuplare
q1 q2 Q q
0 0 0
0 0 0 0
0.5 2680.42 2.9114E+13
0.038462 2.9E+13 34845.40 2.91E+13
1 4705.89 5.1115E+13
0.076923 5.1E+13 61176.54 5.11E+13
1.5 6149.19 6.6792E+13
0.115385 6.7E+13 79939.45 6.68E+13
2 7083.09 7.6936E+13
0.153846 7.7E+13 92080.16 7.69E+13
2.5 7580.36 8.2337E+13
0.192308 8.2E+13 98544.7 8.23E+13
3 7713.78 8.3786E+13
0.230769 8.4E+13 100279.1 8.38E+13
3.5 7556.10 8.2073E+13
0.269231 8.2E+13 98229.3 8.21E+13
4 7180.12 7.799E+13
0.307692 7.8E+13 93341.53 7.8E+13
4.5 6658.59 7.2325E+13
0.346154 7.2E+13 86561.66 7.23E+13
5 6064.29 6.587E+13
0.384615 6.6E+13 78835.75 6.59E+13
5.5 5469.99 5.9414E+13
0.423077 5.9E+13 71109.85 5.94E+13
6 4948.46 5.375E+13
0.461538 5.4E+13 64329.97 5.37E+13
6.5 4572.47 4.9666E+13
0.5 5.0E+13 59442.16 4.97E+13
7 4414.80 4.7953E+13
0.538462 4.8E+13 57392.43 4.8E+13
7.5 4548.22 4.9402E+13
0.576923 4.9E+13 59126.82 4.94E+13
8 5045.49 5.4803E+13
0.615385 5.5E+13 65591.35 5.48E+13
8.5 5979.39 6.4947E+13
0.653846 6.5E+13 77732.05 6.49E+13
f F.cuplare F.decuplare
q1 q2 Q q
0 0 0
0 0 0 0
0.5 1048.55 6.1553E+14
0.6667 6.2E+14 786.41 6.16E+14
1 1843.77 1.0824E+15
1.3333 1.1E+15 1382.83 1.08E+15
1.5 2413.21 1.4166E+15
2 1.4E+15 1809.91 1.42E+15
2 2784.39 1.6345E+15
2.6667 1.6E+15 2088.29 1.63E+15
2.5 2984.84 1.7522E+15
3.3333 1.8E+15 2238.63 1.75E+15
3 3042.12 1.7858E+15
4 1.8E+15 2281.59 1.79E+15
3.5 2983.74 1.7515E+15
4.6667 1.8E+15 2237.81 1.75E+15
4 2837.25 1.6656E+15
5.3333 1.7E+15 2127.94 1.67E+15
4.5 2630.19 1.544E+15
6 1.5E+15 1972.64 1.54E+15
5 2390.08 1.403E+15
6.6667 1.4E+15 1792.56 1.4E+15
5.5 2144.46 1.2589E+15
7.3333 1.3E+15 1608.35 1.26E+15
6 1920.87 1.1276E+15
8 1.1E+15 1440.66 1.13E+15
6.5 1746.85 1.0255E+15
8.6667 1.0E+15 1310.14 1.03E+15
7 1649.93 9.6856E+14
9.3333 9.7E+14 1237.44 9.69E+14
7.5 1657.64 9.7308E+14
10 9.7E+14 1243.23 9.73E+14
8 1797.52 1.0552E+15
10.667 1.1E+15 1348.14 1.06E+15
8.5 2097.10 1.2311E+15
11.333 1.2E+15 1572.83 1.23E+15

~ 63~

0100020003000400050006000700080009000
0 1 2 3 4 5 6 7 8 9F.cuplare
fCaracteristica arcului diafragm ă Series1 2

~ 64~
Capitolul IV. Mentenan ța ambreiajului dublu uscat

Ambreiajul este un element intens solicitat, atât terminc cât și mecanic Datorită cuplărilor
și decuplărilor repetate apare o puternică forță de încalzire a discurilor.În timpul exploatării,
discurile de fricțiune se uzează anulând jocul între pârghiile de debreiere și rulmentul de
presiune, astfel ambreiajul începe să patineze cea ce duce la creșteri de temperature
inadmisibil e.

4.1 Verificări, reglaje și operațiuni de întreținere a ambreiajului

Verificarea ambreiajului presupune: cuplarea lină (fără șocuri), gradul de
patinare, momentul maxim transmis, regimul de temperatură în timpul funcționării si
uzura garniturilor de frecare.Verificarea decupl ării complete a ambreiajului se face cu
automobi lul aflat in sta ționare cu motorul în funcțiune. Verificarea tensiunii arcurilor de
readucere de la pedală și cilindrul de debraiere, se face la 10.000 km.

Operațiuni de întreținere:
Tabel 4.1.1
Opera ția Periodicitatea, km echivalen ți
Controlul și restabilirea nivelului lichidului din
rezervorul mecanismului de ac ționare hidraulic Zilnic: rezervorul trebuie s ă fie ¾ plin
de lichid
Se verific ă daca orificiul de aerisire din capacul
rezervorului este astupat Zilnic
Verificarea tensiunii arcurilor de readucere de la
pedal ă și cilindru receptor 10 000

~ 65~
Elementele afectate de uzare:
1. Uzarea gaurii de centrare se constat ă prin verificare cu un calibru -tampon;
recondi ționarea const ă în majorarea prin g ăurire, alezarea și folosirea unui știft de
centrare la cota corespunzatoare .

2. Uzarea loca șului pentru bol țuri cu cap sferic se constat ă vizual și se masoar ă cu un
calibru vergia. Recondi ționarea const ă într-o rectificare sferic ă a loca șului la cota
de repara ție, folosindu -se bol ț sferic la cota majorat ă .

3. Uzarea suprafe ței de fixare a man șonului de declupare se m ăsoară cu un calibru –
tampon ; recondi ționarea const ă în rectificarea plan ă a ambelor suprafe țe și
folosirea a doua șaibe compensatoare .

4. Uzarea loca șurilor pentru bol țurile de ghidare se stabile ște vizual și se m ăsoară cu
un calibru -tampon .Recondi ționarea const ă în alezarea și folosirea de bol țuri
majorate .

5. Uzarea suprafe țelor laterale în zona de contact se masoar ă cu șublerul;
recondi ționarea const ă în frezarea ambelor s uprafe țe, respect ând cota minim ă dată
de producator și folosirea a dou ă șaibe compensatoare cu grosimea de 0,500 -0,525
mm.

6. Uzarea suprafe țelor laterale de ghidare în carcas ă se m ăsoară cu șublerul ;
suprafe țele uzate se încarc ă cu sudur ă oxiacetilenic ă, apoi se ajusteaz ă prin frezare
la cota nominal ă .

7. Uzarea găurilor pentru niturile garniturilor de frecare se stabile ște cu ajutorul unui
calibru –tampon iar înlăturarea defectului se face prin introducerea unor nituri noi,
care s ă refulez e până la umplere a găurilor .

8. Uzarea accentuat ă a g ărniturilor de frecare se datorează utiliz ării
necorespunz ătoare sau îndelungate a ambreiajului. Garniturile se m ăsoară cu
șublerul și cele uzate peste limita admis ă se înlocuiesc .

~ 66~

Sursa: https://automotive -am.com/cum -identificam -singuri -defectiunile -ambreiajului/
Fig.4.1.1 Suprafe țe contaminate cu ulei sau al ți lubrifian ți

Sursa: https://automotive -am.com/cum -identificam -singuri -defectiunile -ambreiajului/
Fig.4.1.2 Discul nu face contact pe toat ă suprafa ța

~ 67~

Sursa: https://automotive -am.com/cum -identificam -singuri -defectiunile -ambreiajului/
Fig.4.1.3 Suprafe țe de contact uzate

Sursa: https://automotive -am.com/cum -identificam -singuri -defectiunile -ambreiajului/
Fig.4.1.4 Disc ars sau dezintegrat

~ 68~

Sursa: https://automotive -am.com/cum -identificam -singuri -defectiunile -ambreiajului/
Fig.4.1.5 Placa de presiune supra încălzită

Sursa: https://automotive -am.com/cum -identificam -singuri -defectiunile -ambreiajului/
Fig.4.1.6 Arcul diafragm ă rupt sau uzat excesiv

~ 69~

Sursa: https://automotive -am.com/cum -identificam -singuri -defectiunile -ambreiajului/
Fig.4.1.7 Supor ți de disc rupți

Sursa: https://automotive -am.com/cum -identificam -singuri -defectiunile -ambreiajului/
Fig.4.1.8 Disc de ambreiaj deformat

~ 70~

Sursa: https://automotive -am.com/cum -identificam -singuri -defectiunile -ambreiajului/
Fig.4.1.9 Butucul axului de intrare corodat sau uzat
Aceste defecțiuni pot fi cauzate de: uzura normală a componentelor, stil de condus incorect,
scurgeri de ulei sau lichid hidraulic, defecțiuni ale mecanismul de acționare, uzarea normală
a bucșelor suporților de motor, erori de montaj (aliniere, lubrifiere, strângerea șuruburilor
„după ureche”.)
4.2. Defectele în exploatare ale ambreiajului
Ambreiajul patineaz ă sau nu cupleaz ă, defectul are mai multe cauze :
1. lipsa cursei libere a pedalei face ca furca ambreiajului să apese în permanen ță pe
rulmentul de presiune, ceea c e provoac ă o uzur ă mai rapid ă a lui și reduce din
apăsarea plăcii de presiune pe discul condus, deoarece ambreiajul cupleaz ă
incomplet. Înlăturarea defectului const ă în reglarea cursei libere a pedalei
ambreiajului la valoarea dată de constructor.

2. existenta uleiului pe suprafa ța discului de frecare se datoreaz ă pătrunderii acestuia
pe suprafe țele în frecare, ca urmare a pierderilor de ulei la nivelul motor ului, a
ungerii prea abundente a rulmentului de p resiune, sau dep ășirii nivelului uleiului în
carterul cutiei de viteze. Înlăturarea defec țiunii const ă în spălarea garniturilor de
frecare cu detergent (benzin ă), daca au fost îmbibate cu ulei se înlocuiesc.
Totodată trebuie înlăturat ă și cauza p ătrunderii uleiului .

~ 71~
3. slăbirea sau decalibrarea arcurilor de presiune datorit ă supra încălzirii acestora.
Remedierea const ă în demo ntarea ambreiajului și verificarea arcur ilor de presiune
precum ș i înlocuirea celor sl ăbite.

Ambreiajul cupleaz ă cu smucituri sau face z gomote puternice. Defectul se datoreaz ă
urmatoarelor cauze: spargera discului de presiune, sl ăbirea sau ruperea arcurilor discului
condus, ruperea niturilor de fixare a garniturilor de frecare, der eglarea sau ruperea
pârghiilor de dabr eiere.
1. spargerea plăcii de presiune se poate datora fabrica ției necorespunz ătoare,
supra încălzirii și conducerii defectuoase. Remedierea const ă în înlocuirea plăcii
de presiune.

2. slăbirea sau ruperea arcurilor discului condus se produce dup ă o func ționare
îndelungat ă. Remedierea const ă în înlocuirea discului condus sau a arcurilor
defecte.

3. ruperea niturilor de fixare a garniturilor de frecare se datore ază slăbirii lor ca
urmare a mont ării gre șite. Remedierea const ă în înlocuirea discului condus.

~ 72~

Tabel 4.1.2 Corelația dintre parametrii de stare și parametrii de mentenanță ai ambreiajelor:
Parametrii de
mentenață
Parametrii de stare
tehnică Ambreiajul
patinează Ambreiajul nu
decuplează Ambreiajul cuplează
cu șocuri
0 1 2 3
Joc mare între rulmentul de
presiune si pârghiile de
debreiere 
Lipsa jocului între rulmentul
de presiune și pârghiile de
debreiere 
Arcuri de presiune slăbite
sau rupte 
Unsoare sau ulei între
garnituri 
Garnitura de fricțiune uzată 
Garnitura de fricțiune
deteriorată 
Cablu de comandă gripat 
Cablu de comandă rupt 
Sistem de comandă
hidraulic defect 
Tije și pârghii de comanda
deformate 
Arcuri de amortizare rupte 
Canelura uzată dintre disc si
arborele ambreiajului 
Manșon de presiune gripat
pe bucșa de ghidare 

~ 73~
Capitolul V. Fabricarea plăcii de presiune a ambreiajului dublu
uscat pentru transmisia DCT

5.1.1 Analiza tehnologicității construcției piesei

O caracteristică complexă a construcției piesei o reprezintă tehnologicitatea ei.
Tehnologicitatea asigură fabricarea piesei prin cele mai economice procedee tehnologice, cu
cheltuieli minime de forță de muncă, utilaje,materiale și energie.De asemenea trebuie să
asigure eficiență, performață și fiabilitate mare în e xploatare.
Din punct de vedere al tehnologicității, discul de presiune trebuie să îndeplinească
următoarele condiții:
– construcție relativ simplă;
– formă geometrică optimizată în vederea simplificării și reducerii greutății piesei;
– alegerea și folos irea rațională a materialului;
– asigurarea interschimbabilității.
Metodele și procedeele principale de obținere a semifabricatelor pentru piesele de tipul
discurilor sunt turnarea și deformarea plastică.Metoda preliminară de semifabricare este
turnarea, ținând cont de forma piesei, materialul folosit și destinația sa.
5.1.3 Alegerea justificată a materialului pentru execuția piesei

Se va folosi pentru alegerea optimă o metodă deosebit de eficientă denumită”metoda de
analiză a valorilor optime” c e presupune să îndepline ască cerințele minime de rezistență și
durabilitate ale piesei .
Rezolvarea acestei probleme presupune parcurgerea următoarelor etape:
1. stabilirea rolului funcțional al piesei, al tehnol ogicității și a condițiilor economice de
funcșionare ale acesteia;
2. aprecierea cantitativă a factorilor analitici se face folosind un sistem de notare, în
funcție de valoarea proprietăților acodrându -se o notă t k.

~ 74~
3. stabilirea ponderii importantei fiecarui fa ctor primar se face analizând fiecare
proprietate k, acordându -i o pondere dk.La stabilirea ponderii trebuie îndeplinită
condiția:
∑ 𝑑𝑘𝑚
𝑘=1=1 ,unde m reprezintă numărul de factori primari.
4. alegerea soluției optime la momentul dat se face aplicând criter iul- se face
întocmind un grafic materiale – proprietăți și punând condiția:
∑ 𝑡𝑘𝑑𝑘𝑚
𝑘=1 =maxim
5. analiza solițiilor din punct de vedere al utilității lor ți stabilirea posibilităților de
înnlocuire economică a unui material cu altul – se face în situația î n care materialul
optim rezultat în etapa precedentă nu se află la dispoziția executantului.

~ 75~
Tabel 5.1.3 Alegerea materialului optim pentru confecționarea piesei” placă de presiune”
Conform tabelului 5.1.3 materialul optim pentru fabricarea piesei este fonta cenușie Fc 400 precum și Fc 300 sau Fc 250.Fontele se toarnă bine, se
prelucrează prin așchiere dar nu se pot prelucra plastic și nu se pot suda.Nr.
crt Material Proprietăți funcționale
Proprietăți tehnologice
∑𝒕𝒌𝒅𝒌𝟏𝟎
𝒌=𝟏 Fizice Chimice Mecanice
Densitatea
(kg/dm3) Conducti –
bilitatea
termică
(cal/cms°C) Rezistența
la
coroziune
(mm/an) Duri –
tatea
(HB) Rezistența
la rupere
(daN/mm2) E*106
(daN/cm2
) Turna –
bilitatea Defor –
mabiliatea Uzinabi –
litatea
V t1 V t2 V t3 V t4 V t5 V t6 V t V t8 V t9 22
1 ATSi5Cu 2,6 2 0,2 2 <0,1 3 90 1 20 1 0,8 1 FB 3 B 2 FB 3 2,20
2 41MoCr11 7,5 2 0,2 2 <0,5 2 217 3 105 3 2,1 3 S 1 B 2 B 2 2,00
3 18MoCr10 7,6 2 0,19 1 <0,05 3 207 3 88,8 3 1,9 2 S 1 B 2 FB 3 2,3
4 20MoNi35 7,6 2 0,2 2 <0,05 3 208 3 117,8 3 1,8 2 S 1 B 2 FB 3 2,35
5 Fmn 7,3 2 0,14 1 <0,5 2 160 2 32 1 1,6 2 FB 3 S 1 FB 3 2,05
6 Fc 100 7,4 2 0,13 1 <0,1 3 150 2 10 1 1,9 2 FB 3 N 0 FB 3 2,15
7 Fc 200 7,1 2 0,14 1 <0,1 3 210 3 20 1 2 2 FB 3 N 0 FB 3 2,3
8 Fc 250 7,2 2 0,15 1 <0,1 3 240 3 25 1 2,1 3 FB 3 N 0 FB 3 2,3
9 Fc 300 7,2 2 0,17 1 <0,1 3 260 3 30 1 2,1 3 FB 3 N 0 FB 3 2,3
10 Fc 400 7,3 2 0,19 1 <0,1 3 300 3 40 2 2,3 3 FB 3 N 0 FB 3 2.4
Ponderea d1=0,05 d2=0,05 d3=0,05 d4=0,2 d5=0,1 d6=0,05 d7=0,1 d8=0,1 d9=0,1 1

~ 76~
Pentru fabricarea piesei “placă de presiune” am ales materialul Fc 250 care are următoarele
proprietăți conform STAS 568 -82.

Tabel 5.2.3. Proprietăți Fc 2 50
Material STAS Duriatea HB Rezistența la
rupere ʋr
[N/mm2] Limita de
curgere ʋc
[N/mm2]
Fc 250 568-82 180…240 160…340 –

5.2. Alegerea variantei optime a metodei și procedeului de obținere a
semifabricatului
5.2.1. Analiza camparativă a metodelor și procedeelor concurente și adoptarea variantei
optime

În ceea ce privește tehnologitatea construcției pieselor, pentru aprecierea ei trebuie luate în
considerare următoarele: unificarea elemente lor constructive precum și a preciziei geometrice,
concordanța formei constructive a piesei cu particularitățile diferitelor metode și procedee
tehnologice de fabricare, masa piesei și consumul d e materiale neceasare fabricării acesteia.
Turnarea : Un procedeu de turnare acceptabil este turnarea în cochilă., piesele turnate în cochile se
careacterizează prin: reducerea adaosurilor de prelucrare, abateri mici la dimensiunlie piesei, se
obțin piese c u suprafață curată, permite turnarea în formă caldă.
Deformarea plastică: se utilizeaza deoarece respectă majoritatea condițiilor impuse de
tehnologitatea pieselor semifabricat forjate sau matrițate cum ar fi:planul de separație, asigurându –
se astfel o cur gere plastică ușoară a materialului în vederea obținerii piesei fără defect de umplere;
adaosurile de prelucrare și razele de racordare ale muchiilor exterioare și interioare.
Procesul tehnologic de obținere a pieselor prin turnare în cochilă poate fi stru cturat în următoarele
etape distincte:

~ 77~
5.2.2 Stabilirea poziției semifabricatului în formă sau matriță și a planului de separație

Pentru început trebuie stabilit planul de separație al piesei.Suprafața de separație este
suprafața care separă cochila în două sau mai multe părți.Alegerea planului de separație se face
ținând cont de următoarele condiții:
– piesa turantă să poată fi scoasă ușor din locașul cochilei.
– umplerea locașului cochilei să aibă l oc, pe cât posibil, prin refulare.
– planul de separație să fie pe cât posibil drept și nu frânt, orizontal sau vertical.
S-a adoptat planul de separație prezentat în figura 5.2.1,iar ca tip de cochilă, o cochilă cu plan de
separație orizontal.
S-a optat pentru o cochilă cu o singură cavitate de turanre .

Figura 5.2.1 Semifabricatul tu rnat

1 – semirama superioară 2 – semiforma superioară 3 – răsuflătoare
4 – cavitatea de turanre 5 – miez 6 – pâlnia de turnare 7 – canal de distribuție
8 – semirama inferioară 9 – semiforma inferioară 10 – adaos de prelucrare

~ 78~
5.2.3. Stabilirea preliminară a adaosurilor de prelucrare

Adaosul de prelucrare reprezintă un factor deosebit de important deoarece are o influen ță
asupra preciziei de prelucrare și a costurilor prelucrărilor .
Adaosul total este stratul de material îndepărtat de pe toate suprafețele semifabricatului până
la obținerea piesei finite. Mărimea lui este diferența dintre dimensiunea semifabricatului si
dimensiunea piesei finite.
Adaosul intermediar este stratul de material care se îndepartează la fiecare operație de pe
suprafața piesei.
Adaosurile de prelucrare pentru piesele turnate sunt cuprinse în STAS 1592/1 -74 și le vom
alege pentru grosim ea totala a piesei si pentru diametrul interior.Conturul exterior al piesei rezulta
din turnare.
Conform stasului indicat dar și lucrării “Regimuri de așchiere,adaosuri de prelucrare și
norme tehnice de timp” de A.Vlase ș.a., avem pentru fața superioară a piesei semifabricatului un
ados de 3 mm, iar pentru fața interioară un adaos de 2.5 mm rezultând astfel un ados total pentru
grosimea totală a piesei de 20,60 mm.Pentru diametrul interior ɸ 186 mm.
Adaosurile de prelucrare sunt pe toate suprafețele ale căror precizii deimensionale și
rugozități nu pot rezulta direct prin turnare.Mărimea adaosurilor de prelucrare depinde de:calitatea
suprafeței semifabricatului initial și compoziția chimică a material ului.

Figura 2.2 Desenul semifabricatului

~ 79~
6.2.4 Întocmirea planului de operații pentru executarea semifabricatului
Obținerea piesei semifabricat are un ciclu de fabricare separat cu caracteristici aparte.Acest ciclu
este alcătuit din operații specifice și poerații pregătitoare.
Tabel 5.2.4 Operații pentru executare semifabricatului
Nr.
crt. Operație Faze Mașini SDV Materiale Parametrii
tehnici
1 Turnare Poziționare formă pe
platou,turnare,
amplasare panou
avertizare Pod rulant Recipient
de turnare Fontă topită Temperatura de
turnare
t=1475°C
2 Răcire Pod rulant Temperatura de
răcire
200-250°C
3 Dezbatere Demontare
rame,Dezbatere,
Evacuare reziduuri,
Colectare piesă Pod rulant,
Mașina de
dezbatut Clești de
manevrare Temperatura
mediului
ambiant
4 Tăiere rețea Pregătire ciorchine,
Tăiere abrazivă,
Separare piesă Polizor pentru
debitare Clești Disc
abraziv
5 Sablare Introducere în buncăr,
Sablare,
Evacuare Mașină de
sablat Nisip sau
alice de
sablat
6 Tratament
termic Pregătire lot,
Preîncălzire,
Încălzire,
Menținere,
Răcire lentă,
Evacuare Cuptor de
tratament
termic
cu cameră Clești,
Cutie de
tratament
termic 0-300°C
300-780°C
780°C
780-20°C
7 Debavurare Polizare contur Polizor PD300 Ochelari de
protecție Mănuși,
Șorț de
protecție
8 CTC Control vizual,
Control dimensional Șubler

~ 80~

5.3. Procesul tehnologic de prelucrare mecanic și control a piesei
Tabel 5.3.1 Fluxul operatiilor de prelucrare
Nr.
crt. Operații și faze Mașini
unelte și
utilaje Scule și dispozitive
verificatoare Observații
I Strunjire
a)Prindere,orientare,fixare
Strunjire frontală bosaje
Strunjire profil umăr
Finisare umăr contact
Strunjire frontală față contact
Strunjire tesitură 1×45°
Finisare suprafață contact
b)Desprindere
c)Control Strung
semiautomat
multipost Cuțit de strung frontal
Cuțit de strung lateral
Cuțit de strung interior
Cuțit de strung profilat
Universal cu comandă
hidraulică
Șubler de 300 mm
Șubler de 150 mm și
pentru adâncime
Șablon profil Răcire cu emulsie
sau ulei de răcire
II Frezare
a)Prindere,orientare,fixare
Execuție 9 bosaje(H=19mm)
b)Desprindere
c)Control Masina de
frezat
universal Freză profilată ø12
Dispozitiv rotativ de
divizat cu comandă
hidraulică
Șubler de 300 mm
Șubler de 150 mm Răcire cu ulei de
răcire
III Găurire/alezare
a)Prindere,orientare,fixare
b)Desprindere
c)Control Mașină de
găurit
universală
cu 2 posturi Burghiu elicoidal ø7,8
Alezor cilindric ø8
Dispozitiv de găurit/alezat
Șubler de 150 mm
Calibru Răcire cu ulei de
răcire
IV CTC
a)Control vizual
b)Control dimensional
c)Control pozițional
d)Control cu contrapiesă Stand de
control Șubler de 300 mm
Șubler de 150 mm și
pentru adâncime
Șablon profil
Calibru tampon
Contrapiesă Se execută un
control riguros

~ 81~
5.3.2. Stabilirea traseului tehnologic al operațiilor de prelucrări mecanice, tratament
termic și control al piesei

Având în vedere ordinea operațiilor, stabilită pentru fiecare suprafață și anumite criterii
tehnico -economice, se stabilește ordinea operațiilor de prelucrare a semifabricatului, până la obținerea
piesei finite.
Traseul tehnologic al operațiilor de prelucrări mecanice, tratament termic și control al piesei a fost
întocmit in tabelul 5.3.2.
Tabel 5.3.2 Traseul tehnol ogic
Nr.
Crt Suprafața
prelucrată Suprafețele
baze i
tehnologice Denumirea
operației Nr.de
ordine
al operației Faza
1 14 1, 2, 3 Strunjire
interioară 1 -prindere, oreientare, fixare în
universal
-strunjire interioară
-desprindere piesă
-cotrol
2 6 1, 14 Frezare 2 -prindere, orientare, fixare
-frezare frontală plană
-control
3 12 1,14 Frezare 2 -prindere, orientare,fixare
-frezare
-desprindere piesă
-control
4 13 1,14 Frezare 2 idem 3
5 5 1,14 Frezare 3 -prindere, orientare, fixare
-frezare cilindrică exterioară
-control
6 7 1,14 Frezare 3 -prindere, orientare, fixare
-frezare plană
-desprindere piesă ,control
7 8 1,14 Frezare 4 Idem 6
8 9 1,14 Strunjire 5 -prindere, orientare, fixare
-strunjire cilindrică interioară ø170
-control

~ 82~
Nr.
Crt Suprafața
prelucrată Suprafețele
bazei
tehnologice Denumirea
operației Nr.de
ordine
al operației Faza
9 10 1,14 Strunjire 5 -prindere, orientare, fixare
-strunjire frontală
-desprindere piesa
-control
10 2 1,14 Strunjire
cilindrică
exterioară 6 -prindere, orientare, fixare
-stunjire exterioară ø254
-control
11 3 1,14 Strunjire
cilindrică
exterioară 6 -prindere, orientare, fixare
-stunjire exterioară ø250
-desprindere piesa
-control
12 1 14, 4 Strunjire
frontală 7 -prindere, orientare, fixare
-strunjire frontală
-rectificare de finisare
-desprindere piesa
-control
13 15 14, 4 Strunjire 8 -prindere ,orientare, fixare
-strunjire teșitură 1×45˚
-desprindere piesă
-control
14 12 – Găurire,alezare 9 -prindere ,orientare, fixare
-găurire ø7,8
-alezare ø8
-desprindere piesă ,control

~ 83~
5.4 Adoptarea schemelor de orientare și fixare a piesei

Ansamblul schemelor de bazare si fixare a piesei se află în strânsă legătură cu succesiunea
logică a operațiilor de prelucrare mecanică și tratament termic.
Tabel 5.4 Scheme de bosare și fixare a piesei
Nr.
crt. Denumirea
operației Schema de bazare și fixare optimă Dispozitivul utilizat
1 Strunjire cilindrică
interioară

Cuțit pentru strunjit
interior
2 Strunjirea
suprafe ței
exterioare

Strung semiautomat ,
cuțit strung profilat

~ 84~
3 Strunjire frontală

Strung semiautomat ,
cuțit strung profilat
4 Strunjirea
suprafeței interioare

Strung semiautomat ,
cuțit strung profilat

~ 85~
5 Rotirea piesei
urmată de o
strunjire frontală
Cuțit pentru strunjit
6 Frezarea canalelor

Mașina universală de
frezat

~ 86~
Bibliografie

1. Harald Naunheimer, Bernd Bertsche, Joachim Ryborz, Wolfgang Novak – Automotive
Transmission, Editura Springer
2. Aurel P.Stoicescu – ”Proiectarea performantelor de tractiune si de consum ale
automobilelor” Ed. Tehnica Bucuresti, 2007
3. Ion Tabacu – ”Transmisii mecanice pentru autoturisme” Ed.Tehnica Bucuresti 1999
4. GH. FRATILA, M. FRATILA, ST. SAMOILA – Automobile.Cunoastere, intretinere si
reparare. Ed. Tehnnica si Ped., R A Bucuresti – 1995
5. I. GHITA, AL. GROZA – Intretinerea si repararea automobilelor. Ed. Did. si Pedagogica
Bucuresti.
6. Ioan Dan Filipoiu, Andrei Tudor – Proiectarea transmisiilor mecanice, Editura Bren,
București, 2006
7. Maricaș, Abăitancei, s.a. -Fabricarea și repararea autov ehiculelor rutiere, EDP București,
1982
8. Frățilă Gheorghe – Calculul și construcția automobilelor, EDP București, 1977
9. Bejan Nicolae, Iozsa Mihail -Daniel – Fabricarea și repararea industrială a
autovehiculelor,Îndrumar de proiect,Editura UPB, București, 1995
10. Cristian Andreescu – Curs „Dinamica autovehiculelor” U.P.B 2016
11. Ioan Mircea Oprean, – Curs “Transmisii pentru automobile” U.P.B 2017
12. Documentatia companiei LuK –” LuK TecBr 2CT Repair Solution Basis”
13. Documentatia companiei LuK – Succes with efficiency and comfort -The dry double
clutch has become established on the automatic transmission market”
14. Documentatia companiei LuK –“Double clutch – Wet or dry that is the question“
15. http://www.e -automobile.ro/categorie -dinamica/79 -coeficient -aerodinamic -cx.html
16. https ://www.auto -data.net/ro/
17. http://www.e -automobile.ro/categorie -transmisii/77 -cutie -dublu -ambreiaj.html

~ 87~
18. http://www.e -automobile.ro/categorie -transmisii/95 -dublu -ambreiaj -luk.html
19. http://bazatehnica.ro/catalog -rulmenti/?p=page&productId=9749
20. http://www.referatele.com/referate/diverse/online17/Proiect -de-diploma –ambreiajul –
referatele -com.php
21. https://automotive -am.com/cum -identificam -singuri -defectiunile -ambreiajului/