DOMENIUL INGINERIA AUTOVEHICULELOR PROGRAMUL DE STUDIU AUTOVEHICULE RUTIERE FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT ÎNVĂȚĂMÂNT CU FRECVENȚĂ PROIECT DE DIPLOMĂ CONDUCĂTOR… [613622]

1
UNIVERSITATEA DIN ORADEA
FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALĂ ȘI
TEHNOLOGICĂ
DOMENIUL INGINERIA AUTOVEHICULELOR
PROGRAMUL DE STUDIU AUTOVEHICULE RUTIERE
FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT ÎNVĂȚĂMÂNT CU
FRECVENȚĂ

PROIECT DE DIPLOMĂ

CONDUCĂTOR ȘTIINȚIFIC
Conf. Dr . ing. PRICHICI MARIANA
ABSOLVENT: [anonimizat]
2020

2
UNIVERSITATEA DIN ORADEA
FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALĂ ȘI
TEHNOLOGICĂ
DOMENIUL INGINERIA AUTOVEHICULELOR
PROGRAMUL DE STUDIU AUTOVEHICULE RUTIERE
FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT ÎNVĂȚĂMÂNT CU
FRECVENȚĂ

PROIECTAREA UNUI AMBREIAJ
MECANIC PENTRU UN AUTOTURSIM
PUTEREA MOTORULUI P E=200 [KW],
LA TURAȚI n=5600 [ROT/MIN]

CONDUCĂTOR ȘTIINȚIFIC
Conf . Dr . ing. PRICHICI MARIANA
ABSOLVENT: [anonimizat]
2020

3
UNIVERSITATEA DIN ORADEA
FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALĂ ȘI TEHNOLOGICĂ
DEPARTAMENTUL DE INGINERIE MECANIC A SI AUTOVEHICULE

TEMA____ 11____

Lucrare de finalizare a studiilor a student: [anonimizat]
1). Tema lucrării de finalizare a studiilor: Proiectarea unui ambreiaj mecanic pentru un
autotursim puterea motorului P e=200 [kW], la turați n=5600 [rot/min] .
2). Termenul pentru predarea lucrării 22.06.2020
3). Elemente inițiale pentru elaborarea luc rării de finalizare a studiilor:
Calculul ambreiajului , Calculul mecanismului de acționare a ambreiajului
4). Conținutul lucrării de finalizare a studiilor:
Nivelul tehnici actuale privind construcția ambreiajelor , Rolul , condiții impu se ambreiajelor ,
clasificarea ambreiajelor , Calculul ambreiajului , Condițiile impuse ambreiajului
5). Material grafic: , diagrame, caracteristici ,desen de ansamblu ambreiaj
6). Locul de documentare pentru elaborarea lucrării:
BIBLIOTECA UNIVERSITĂȚI DIN ORADEA
7). Data emiterii temei 18.11. 2018

Director de departament Conducător științific,
Prof. dr. ing. RUS ALEXANDRU Conf. Dr . ing. PRICHICI MARIANA

Absolvent: [anonimizat]

4
CUPRINS
CAPITOLUL 1 NOTIUNI GENERALE
1.1.Nivelul tehncii actuale privind construcția ambreiajelor pentru autovehicule 7
1.2.Studiul comparativ al autovehiculelor similare cu cel din tema de licență 13
1.3.Calculul caracteristici exterioare al motorului ales 15
1.4.Calculul forței la roată 17
1.5 .Calculul factorului dinamic 19

CAPITOLUL 2 MEMORIU DE CALCUL 21
2.1 Determinarea momentului de calcul al ambreiajulu 21
2.2 Determinarea dimensiunilor garniturilor de frecare ale discului condus 22
2.3 Determinarea forței necesare de apăsare asupra discurilor de presiune 24
2.4 Verificarea garniturilor de frecare 25
2.4.1 Verificarea la presiune specifică dintre suprafețele de frecare 25
2.4.2 Verificarea la uzură a garniturilor de frecare 25
2.4.3 Verificarea ambreiajului la încălzire 27
2.5 Calc ulul arcurillor de presiune 30
2.5.1 Determinarea diametrului sârmei și a diametrului de înfășurare 30
2.5.2 Determinarea numărului de spire ale arcului 31
2.5.3 Determinarea lungimii arcului în stare l iberă 32
2.5.4 Determinarea coeficientului de siguranță al ambreiajului 33
2.5.5 Determinarea lucrului mecanic necesar debreierii 34
2.6 Ca lculul arborelui ambreiajului 35
, 2.7 Calculul discurilor ambreiajului 37
2.7.1 Calculul elementului de fi xare a discurilor de presiune 37
2.7.2 Calculul discului condus 38
2.7.2.1 Calculul niturilor de fixare a discurilor propiu-zis pe butucul ambreiajului 39
2.7.2.2 Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar 43
2.8 Calculul mecanismului de acționare 45
2.8.1 Calculul forței de acționare a pedalei ambreiajului 46

CAPITOLUL 3 EXPLOATARE SI INTRETINEREA AMBREIAJULUI 41
3.1 Condițiile impuse ambreiajului 41
3.2 Exploatarea și întreținerea ambreiajului 42

5

CAPITOLUL 4 DIAGNOSTICARE DECȚIUNILOR AMBREIAJULUI 43

CONCLUZII 50

BIBLIOGRAFIE 51

6
REZUMATUL LUCRĂRII

Lucrarea de față abordează proiectarea unui ambreiaj care să poată fi echipat pe un
autoturism de clasă mică având în același timp performanțe corespunzătoare.
Titlul lucrării este: Proiectarea unui ambreiaj mecanic pentru un autotursim puterea
motorului P e=200 [kW], la turați n=5600 [rot/min] .
Structura lucrării de față cuprinde: partea scrisă – având partea introductivă, cea de calcul și
cea de recondiționare, iar pa rtea grafică – cuprinde desen de ansamblu al ambreiajului proiectat de
desen de executia al arcului elicoidal de compresiune .
Partea scrisă este structurată pe parcursul a cinci capitole, în care sunt redate diverse aspecte
teoretice și practice referitoare la ambre iajelor autovehiculelor.
În capitolul I, Noțiuni generale , sunt prezentate rolul, definiția și câteva informații generale
despre ambreiaj, succedată de o clasificare a ambreiajelor.
În cel de -al II-lea capitol, Memoriu de calcul sunt studiați paramet rii constructivi similari cu
cei ai ambreiajului din proiect. Calculul parametrii dinamici ai autovehiculului proiectat sunt
calculate caracteristicile exterioare ale motoarelor autovehiculului cores punzătoare temei de
proiect.
În acest capitol se gasesc: Calculul ambreiajului unde se fac determinări ale momentului de
calcul, garniturilor de frecare, discului de presiune, calcule ale arcului diafragmă, arborelui și
discului ambreiajului, mecanismului de acționare, iar în final sunt realizate verificările
corespunzătoare.
În capitolul 3 Concluzii sunt prezentate si informații privind Condițiile impuse ambreiajului
pentru utilizare a în parametrii optimi a ambreiajelor și pentru a realiza repararea lor. Se mai
prezinta si exploatarea și întreținerea ambreiajului precum si d iagnosticare decțiunilor
ambreiajului .
Partea grafică cuprinde un desen de ansamblu, format A0 cu vedere secțiune a ambreiajului
la scara 1:1 și un desen de execuție, format A3 a arcului elicoidal de presiune al ambreiajului.

7
CAPITOLUL 1
NOTIUNI GENERALE
1.1 Nivelul tehncii actuale privind construcția ambreiajelor pentru autovehicule

Ambreiajul reprezintă un organ de mașină complex intertimitent care realizează transmiterea
unui moment de torsiunie . Ambreiajul are rolul de a cupla și decupla motorul de cutia de viteză,
decuplarea fiind necesară la oprirea, frânarea totală sau schimbarea treptelor de viteze ale
autovehiculului, iar cuplarea este necesară la pornirea din loc și după schimbarea treptelor de viteze.
Printr -o cuplare ușoară a arborelui cotit, care fiind la o turație ridicată, cu arborele primar al
cutiei de viteze se asigură o creștere treptată și fără șocuri a sarcinii asupra pieselor și roților dințate
din transmisie, fiind astfel redusă uzura sau ruperea lor.
Caracteristica de intermintenț ă se referă la posibilitatea de cuplare progresivă la momente
bine precizate precum și la decuplare a cutiei de viteze de motorul termic al automobilului respectiv
la staționarea automobilului.
Se poate spune că foloseș te atât ca mecanism indepentent , intercalat între motor și cutia de
viteze cât și ca un organ al mecansimului de acționare a schimbătorului de viteze planetar .
Este necesară decuplarea transmiei în cazurile :
– la pornirea de pe loc a autovehiculului
– în momentul schimbării sensului de mers
– la frânarea autovehiculului pentru viteze mai mici decât cele corespunzătoare
mersului în gol
– la pornirea motorului
– la schimbarea treptelor schimbătorului de viteză
Motorul este cuplat progresiv la trasnmsie :
– la pornirea din loc a autovehicului
– după schimbarea treptelor de viteză
Datorită propietăți motorului cu ardere internă care nu pornește în sarcină este necesară
egalizarea turației între motor și cutia de viteze care este zero.
Totodată șocurile de tor siune respectiv moment motor sunt absorbite de mecanismul
ambreiajului care sunt dăunătoare lanțului cinematic al transmisiei.
Autom obilele actuale folosesc mai multe tipuri de ambreiaje :
– ambreiaje mecanice sau cu fricțiune
– ambreiaje hidrodinamice sau hidroambreiajele
– ambreiajele electromagnetice

8
– ambreiaje combinate
Funcționarea teoretică a ambreiajului se poate împărți în 3 perioade:
Perioada I de demarare care constă în intervalul momentului de începere a cuplări
ambreiajului și până la pornirea din loc al autovehiculului. Propietatea este de patinare totală a
ambreiajului.
Momentul de frecare al ambreiajului este mai mic decât momentul rezist ent redus la arborele
ambreiajului iar automobilulul se află în repaus . Mărimea acestei perioada depinde de sarcină
precum și de îndemânarea șoferului.
Datorită perioadei mari de aluncare se dezvoltă o mare cantitate de căldură , tragem
concluzia că du rata îndelungată duce la un lucru mecanic de frecare mare ce duce la uzarea
accentuată a garnituri de frecare.
Următoare perioadă , a II –a de demarare de la pornirea din loc automobilului pînă la
momentul în care vitezele unghiulare ale motorului și ambreiajului devin egale.
În momentul egalări momentului ambreiajulului cu momentul rezistent autovehiculul va
demara de pe loc.
Se caracterizează prin patinarea parțială a ambreiajului și scăderea vitezei unghiulare a
arborelui respectiv creșterea v itezei unghiulare a arborelui ambreiajului. Acest fenomem se reduce
treptat.
Deci energia cinetică a motorului trebuie sa fie suficientă de mare pentru a nu se opri.
Momentul ambreiajului va trebui să echilibreze momentul motor maxim precum și momentul
forțelor de inerție.

Ultima perioadă perioada III-a de demarare corespunde vitezele unghiulare ale motorului
și ambreiajului devin egale până când viteza automobilului devine constantă. Se carcaterizează
prin faptul că cei doi arbori devin un corp comun, cupla cinematică dintre cei doi va fi reali zată de
mecanismul ambreiajului.
În realitate această descriere diferă prin anumți parametri și timpi de funcționare.
Ambreiajul mecanic (figura 1.1)
Funcționarea lui are loc pe baza forțelor de frecare care apar între suprafețele de fre care.
Este alcătuit din 3 mari părți : partea condusă, partea conducătoare și mecanismul de
acționare .
Partea conducătoare cuprinde volantul 2 , discul de presiune 5, buloanele 7 și arcurile de
presine 4 . Acea stă parte este solidară la rotație cu volantul motorului, iar partea condusă cu
arborele primar al schimbătorului de viteze.

9

Fig 1.1 Ambreiajul mecanic

Partea condusă conține discul condus 3, cu garniturile de frecare 8 și arborele primar 1 al
schimbătorului de viteze.
Decuplarea ambreiajului începe prin acționarea pedalei 6 care mută discul de presiune 5 spre
dreapta va comprima arcurile de presiune 4. În acest fel nu are loc contactul mecanic dintre disc și
volant prin urmare for ța de frecare iar momentul motor nu se mai transmite discului condus și nici
arborelui ambreiajului.
Cuplarea constă în eliberarea progresivă a pedalei iar discul de presiune cu acțiunea arcurilor
de presiune va apăsa treptat d iscul condus asupra volantulu i.
Pentru o valoare mai mică a forței de presiune forța de frecare dintre suprafețe va avea o
valoare redusă rezultă suprafețele de frecare vor patina. Aceasta este perioada de patinare a
ambreiajului .
În acest fel o parte din puterea motorului se transmit e roților autovehicului restul se
transfomă în căldură.
Din categoria ambreiajelor mecanice fac parte ambreiajele cu arc diafragmă, ambreiajele
centrifuge , cu arcuri periferice, cu arc diafragmă , cu arc central și cele cu bidisc utilizate la
autoveh icule care lucreză în condiții grele

10
Ambreiaje hidrodinamic (figura 1.2)

Fig 1.2 Schema de principiu am breiaj hidraulic sau hidroambre iaj

Fig 1.2 Ambreiajul hidrodinamic

Acest tip de ambreiaj con ține un rotor – pompă , montat pe arborele motor în locul volantului
și un rotor -turbină montat pe arborele condus. Acestea la partea exte rioară au palete radiale plane.
Elementele componente sunt pompa centrifugă 1 ,turbina 2 , carcasa comună 3 , arborele cotit
al motorulu i termic 4 , arborele de intrare în cutia de viteze 5 , supa pa de evacuare 6 , rezervorul 7 ,
8 pompa de alimentare, supapa de siguranță 9, 10 radiator , 11 supapa de admisie în ambreiaj.
Mecanismul este închis într -o carcasă etanșă fiind umplută cu ule i pent ru turbine în propoție
de 85 %.
La pornirea motorului termic va angrena rotorul -pompă , iar uleiul care se găsește între
paletele sale va fi împins în direcția periferiei datorită acțiuni forței centrifuge ceea ce înseamnă că
uleiul va circula de la rotorul -pompă la rotorul -turbină distribuind o forță pe suprafața paletelor.
Energia mecanică în pompă se transformă în energia hidraulică ,iar în turbină energia
hidraulică se transformă în energie mecanică apoi în lanțul cinematic se transmite roțilo r
autovehiculului. Ace sta este un convertor hidraulic.
Decuplarea completă necesită evacuarea uleiul din carcasă iar la cu plare să fie admis uleiul în
el.
Funcționarea acestui tip de ambreiaj , fară ambreiaj de fricțiune este posibilă numai la
mecanismel e de transmitere planetare unde prin frânarea unor elemente din transmisia planetară se
va schimba treapta de viteză.

11
Acest tip de mecanism va transmite un moment tot timpul la elementele cinematice
următoare și nu se poate decupla complet.
Se va utiliza doar la cutiile de viteze automate la cele manuale necesită și alt cuplaj astfel se
adaugă elemente cinematice lanțului cinematic avân d ca efect creșterea gabaritul.
Printre avantajele lui putem enumera deplasarea în priza directă cu viteză redusă, demararea
lină, gabarit redus , amortizarea eficien tă a osciilațiilor de torsiune.
Ca și rol important îl are regimul termic de lucru.

Ambreiajele electromagnetice

Fac parte din categoria ambreiajelor automate ,ceea ce înseamnă că procesul cuplări și
decuplării pot fi ușor conduse cu ajutorul unei acționări comandate în funcție de modul de
deplasare al autovehiculului.
După pricincipiul de funcționare pot fi cu pulbere magnetică sau fără pulbere magnetică.
În cele ce urmează voi descrie ambreiajul fără pulbere magnetică.

Ambreiajul fără pulbere magnetică (figura 1.3)
Forța necesară ambreierii va fi generată de un electromagnet , alimentat de sursa de energie
electrică a autovehiculului.
La reducerea turației mo torului termic până la regimul de mers în gol se va decupla automat
respectiv la manevrarea pârghiei de acționare a cutiei de viteze.
Are în componență miezul 2 al electromagnetului , rolul funcțional al lui este de volant al
motorului cu discul con dus 4 al ambreiajului care se deplasează axial pe canelurile arborelui
cutiei de viteze.
Există un locaș prelucrat pentru bobina de excitație 3 în volant , miezul electrimagnetic.
La trecerea curentului electric bobina va genera un câmp electromagnetic d atorită căruia
discul condus al ambreiajului indus 4 este atras către miezul 2 împinge arcul 5 cu ajutorul frecări
dintre elemente și contactul mecanic se transmite momentul motor la transmisia autovehicului.
Prin deconectare câmpul creat dispare discul 4 îndepărtat de arcul 5 din contactul cu miezu l
2 – astfel are loc decuplarea.
Simplitatea constructivă și automatizarea acționări sunt principalele avantaje. Dezavantajul
major este materialul miezului , duritate și permeabilitate magnetică, durata de f uncționare redusă,
moment de inerție mare al discului condus.

12

Fig 1.3 Ambreiajul fără pulbere magnetică

La ambreiajul cu pulbere magnetică se înlocuiește magnetul cu un praf.
Ambreiajele combinate prezintă automatizare ridicată și ușurea ză conducerea
autovehiculului. Se obțin prin înserierea a 2 ambreiaje de tipuri diferite. De regulă sunt mecani c
centrifug , mecanic hidraulic , electromagnetic -mecanic.
Se definește raportul de transmitere ca fiind forța care apasă pe rulment î mpărțită la forța la
pedală.
Aceste variante de ambreiaje folosite în construcția de automobile ridică costuri de utilizare și
întreținere mai ridicat decât ambreiajul de tip parghie .

1.2. Studiu comparativ de automobile despre caracteristicile similare din tem a de
licență .

Conform temei de licență se vor studia automibile cu o putere maximă de 200 Kw , adică
280 Cp la o turația de 500 rot/min .
Pentru realizarea proiectului s -a efectuat un studiu comparativ pentru cinci modele de
autovehicule cu specificații tehnice similare.

13
Cu ajutorul modelelor similare alese se pot observa elementele comune ale acestor
autovehicule și formarea unei idei despre anumiți parametrii, constituind un avantaj pentru
proiectarea ambreiajului din tema de proiect.

Tabelul 1.1

Marcă
Mitsubishi
Legnum Infiniti
M35 Mitsubishi
Lancer Evo
VIII Subaru
Imprezza
WRX Honda civic
Type R
Putere [Kw] 280 /5500
rot/min 280/6200
rot/min 280 /6500
rot/min 265/600
rot/min 310/6500
rot/min
Moment [Nm] 450/4000
rot/min 366/4800
rot/min 383/3500
rot/min 345/4000
rot/min 400/2500
rot/min
Cilindrea [cm3] 2498 3498 1997 2487 1996
Viteza maximă
constructivă [km/h] 240 210 250 245 310
Lungime [mm] 4740 4892 4490 4415 4390
Lățime [mm] 1760 1798 1770 1795 1878
Înălțime [mm] 1470 1525 1450 1475 1466
Greutate [Kg] 1550 1875 1320 1460 1382
Sistem frânare fată/
spate Disc/disc Disc/disc Disc/disc Disc/disc Disc
ventilat
/disc
Suspensie față/spate Suspensie
indepedentă
cu arcuri
față/spate Suspensie
indepedentă
Multibraț
cu arcuri
față/spate Suspensie
independetă
Mcpherson
Față /spate Suspensie
indepedentă
Multibraț
cu arcuri
față/spate Suspensie
indepedentă
cu arcuri
față/spate
Cutie de viteze Manuală / 6
vit Manuală / 5
vit Manuală / 6
vit Manuală / 6
vit Manuală / 6
vit
Dimensiuni
anvelope 225/50R16 245/45R17 225/45 R 17
235/45 R17 235/35/R19

14
Se alege un moment motor de calcul de 500 Nm pentru a dimensiona garnitura de fricțiune ,
discul de presiune și arborele primar .
Din studiul parametrilor autovehiculelor, putem observa faptul că autoturismul Mitsubishi
Legnum se încadrează în parametri i impuși de tema de proiect, astfel îl putem lua drept model
orientativ pentru adoptarea parametrilor autoturismului ce urmează a fi proiectat.

1.3. Parametrii funcționali ai autovehiculului proiectat

În urma studiului efectuat pentru autovehiculul din tema lucrării s -au adoptat constructiv
următorii parametrii funcționali:

Motorul
– cilindreea: 1 984[cm3]
– puterea maximă: 200 [kW]
– turația la putere maximă: 5 600[rot/min]
– momentul maxim: 500 [Nm]
– turația la moment maxim: 2 500 [rot/min]

Transmisia
– tipul ambreiajului: mecanic, monodisc cu arcuri elicoidale de p resiune cu acționare
hidraulică
– tipul cutiei de viteză: manuală 5+1 trepte
– raportul de transmitere a transmisiei principale: i 0=3,4
– rapoartele de transmitere ale cutiei de viteze:
icv1=3,4; icv2=2,78; icv3=2,05; icv4=1,85 ; icv5=1;

Punți
– punte față independentă, DoubleWishbone
– punte spate independentă, DoubleWishbone

Sistem de frânare
– fată: cu discuri ventilate
– spate: cu discuri ventilate

15
Sistem de direcție
– servo -hidraulic cu mecanism cu melc globoidal și rolă

Anvelope: 225/50R16

1.3 Calculul caracteristici i exterioare a motorului ales .
Pentru proiectarea motorului unui automobil se pornește de la relația analitică de
forma:











3 2
max
p P p nn
nn
nnPP  

(1.1)
Se adoptă; Ce=0,60
e ee
ee
C CC
CC
121;122;1243  
(1.2)
75,08,06,0
6,0126,043
;
5,18,02,1
6,0126,02 ;
25,16,0121
 Wn n nPn







3 2
6500025,165005,1650075,0 200000

Fig 1. 4 Caracterista externă a motorului

16
1.4 Calculul forței la roată

Un alt parametru dinamic este Forța la roată care se calculează pentru fiecare treaptă de
viteză a cutiei de viteze .
Pentru a determina forța la roată sunt necesare rapoartele de transmie care se pot determina
analitic . [1] [4]
 min max1min3 max2min2 max1
…… ……….
n n v vv vv v



1 max
11
3max
21
2max
1
…… ………. ………. ……….
   

 cvnr
ncvrcvr
cvrcvr
cvr
iior
iioriior
iioriior
iior

Dacă se sortează
1
1maxq raportul denumit rație, se poate scrie:

qiicv
cv1
2
(1.3)

1122 2
3
. ………. ……….

ncvi cvn
cvncv cv
cv
qi
qiiqi
qii
Dacă se consideră ultima treaptă a cutiei de viteze, treapta de priză directă, atunci: .
.
1cvni
Sau
tgqtgincvi1
Fiind determinat numărul de trepte și știind că
1cvni se obține raportul de transmitere într -o
treaptă k

17

1
1n kn
cv cvk i i ;
6,5,4,3,2,1n ; n- este numărul treptelor de viteze .
Rapoartele obținute sunt trecute în tabel ul 1.2 .

Tabelul 1.2 Rapoartele de viteză obținute prin calcule .
n icv(k)
1 3,44
2 2,78
3 2,05
4 1,83
5 1,5
6 1

Fig 1. 5 Diagrama forțelor la roată

18
1.5 Calculul factorului dinamic

Pe baza forței la roată se calculează factorul dinamic al unui automobil .




dtdv
gG vAk Fa r2
(1.4)

dtdv
g GvAk FD
ar2
(1.5)
Unde
k coeficient de corecție ,
A = aria suprafeței frontale ale autovehicului
A= lațime x înalțime [m2]
v= viteza de deplasare a autovehicului [km/h]
Ga greutatea autovehiculului 1500 Kg

Fig 1. 6 Variația factorului dinamic

19
CAPITOLUL 2
Memoriu de calcul

2.1 Determinarea momentului de calcul al ambreiajului

Pe baza analizei modelelor similare de autovehicule se alege pentru autovehiculul din tema
de proiect următoarele:
– motor cu ardere internă având:
Pmax=200 kW, n P=5600 rot/min
Mmax=350daN∙m, n M=2500 rot/min
– schimbător de viteze în trepte cu următoarele rapoarte de transmitere:
icv1=3,36
– raportul de transmitere al transmisiei principa le
i0=3.27
– soluția constructivă de ambreiaj: mecanic bidisc uscat cu arcuri periferice elicoidale
și mecanism de acționare mecanic
– masa totală a autovehiculului
M0=2010 kg
– tipul anvelopelor 195/60R15
Criteriile care au stat la baza alegerii soluției constructive de ambreiaj au fost:
– construcție simplă și ieftină
– întreținere ușoară
– fiabilitate ridicată
– performanțele impuse autovehiculului prin tema de proiect și condițiile de
exploatare ale acestuia

20
Pentru ca ambreiajul să transmită momentul ma xim dezvoltat de motor fără să patineze, pe
toată durata de funcționare, chiar și după uzarea garniturilor de frecare și scăderea forței de apăsare
a arcurilor de presiune, este necesar ca momentul de frecare al ambreiajului să fie mai mare decât
momentul maxim al motorului.
Momentul de calcul al ambreiajului reprezintă momentul față de care se dimensionează
elementele ambreiajului. Acesta se determină cu relația:
[daN.m] (2.1)
unde: M c – momentul de calcul al ambreiajului
β – coeficientu l de siguranță al ambreiajului
Mmax – momentul motor maxim
Valorile coeficientului de siguranță β se alege conform recomandărilor din literatura de
specialitate în funcție de tipul ambreiajului și condițiile de exploatare ale autovehiculului:
1,3…1,6      pentru autoturisme 

Se adoptă β= 1,4.
Alegerea acestui coeficient se face având în vedere :
– ambreiajul sa nu patineze dupa uzarea garniturilor
– forța de acționare la pedală să se încadreze între anumite valori , șoferul să nu se
solicite
Se obține momentul de calcul al ambreiajului:
] [70504,1
m daN MM
cc


2.2 Determinarea dimensiunilor garniturilor de frecare ale discului condus

Fig 2. 1 Dimensiunile garniturilor de frecare

21

10 1102max
ciMRe
 [mm] (2.2)
unde λ coeficientul ce depinde de tipul ambreiajului și al autovehicului

 25 …30
m daNcm
2 pentru ambreiaj monodisc de autoturisme
35…45
m daNcm
2 pentru ambreiaje monodisc de autocamioane și autobu ze
40…45
m daNcm
2 pentru ambreiaje bidisc
Ca urmare a temei de proiect voi alege λ= 25


m daNcm2 .
i = nr de perechi de suprafețe de frecare 2 pentru monodisc iar i=4 pentru ambreiaje bidisc.

ei
RRc , pentru autovehicule c=0,55…0,75
Adopt c= 0,65 .
mm Re 204
1065,01270025102



Diametrele garniturilor de frecare sunt standartizate se adoptă conform STAS 7793 -83 acea
garnitură care are valoarea diametrului exterior imediat superioară cel ei calculate . Din STAS
rezultă pentru monodisc .
– diametrul exterior al garnituri
mm De420
– diametrul interior al garnituri
mm Di220
– grosimea garnituri g= 6 mm
Se determină raza exterioară și interioară a garnituri:
mmDRe
e …2

mm Ri …2102420
(2.3)
mmDRi …21

mm Ri ..1102220
(2.4)
Raza medie a suprafeței de frecare se determină cu relația:

2 23 3
32
i ei e
mR RR RR

[mm]

mm Rm .208,165
110 2103110 2102
2 23 3


(2.5)

22
2.3 Determinarea forței necesare de apăsare asupra discurilor de presiune
Din condiția ca momentul de calcul M c să fie egal cu momentul de frecare al ambreiajului M a
relația de calcul a forței de apăsare asupra discului de presiune rezultă:

3 max10
m faRciMF [daN] (2.6)
unde : Fa – forța de apăsare asupra discului de presiune
μ- coeficientul de frecare dintre discurile ambreiajului
μ=0,25 …0,35 ferodoul din fontă
μ=0,40…0,45 pentru frecare materiale ceramice
Se alege μ = 0,3 pentru ferodou din font ă pentru propietățile termice care le prezintă .
cf coeficietul de ține seama de frecarea dintre butucul discului condus și
arborele ambreiajului.
Are valori pentru monodisc c f=0,90 …0,95
iar bidisc c f =0,8…0,85
Aleg c f =0,82
8,602208,16582,043,010704,13
aF
daN

2.4 Verificarea garniturilor de frecare

2.4.1 Verificar ea la presiune specifică dintre suprafețele de frecare

Presiunea specifică între suprafețele de frecare se determină cu relația:
3
2 2max104
m i e RD DiMp



2cmdaN (2.7)
 3
2 210
208,165 220 42043,0704.14

p
=0,0652


2cmdaN
Pentru garniturile de frecare din ferodou valoarea admisibilă a presiuni specifice este :p a =1,5
…3,5


2cmdaN
Dacă p<p a , atunci garniturile rezistă la p resiune .
Dacă p>p a , atunci garniturile nu rezistă și se va alege din STAS o garnit ură de frecare mai
mare .

23
2.4.2 Verificarea la uzură a garniturilor de frecare

Aprecierea solicitărilor la uzură a garnitur de frecare se face utilizând lucrul mecanic specific
de frecare la patinare
sL în regimul porniri de pe loc .
Acesta se determină cu relația :

'AiLLs


2cmm daN
(2.8)
unde L este lucrul mecanic de frecare la patinare al ambreiajului;

2
02
12
3,357
iirG Lr
a


mdaN (2.9)
unde : G a greutatea totală în daN
rr raza de rulare a roților motoare în metri
rr=0,95*r 0 [m]
r0 raza liberă a roți
i1 raportul de transmisie a treptei întâi de viteză
i0 raportul de transmisie a transmisiei principale
A’ aria unei suprafețe de frecare ;
Pe baza informațiilor furnizate de caracteristicile anvelopei se determină raza liberă a roți
r0 și apoi raza de rulare a roți în condiții de aderență totală.
rr=λ*r 0
unde λ reprezintă coeficientul de deformare a pneului
λ=0,940 …0,980 pentru pneurile autoturismelor
λ=0,945 …0,95 pentru pneurile autocamioanelor , autobuz elor etc.
Se alege λ= 0,95
Exemplu: La anvelopa tip 175/70 R14 cifrele indicate semnifică:
175 B balonajul anvelopei în mm lățimea
70 H/B raportul dintre înălțimea secțiuni anvelopei și lățimea acestea exprimat în procente .
În cazul în care raportul H/B nu este precizat se consideră H/B=0,82
14 D j diametrul jantei roți exprimat în țoli 1 țol = 25,4 mm
Raza liberă a roți r 0 va fi : r 0 =14/2×25,4+175×70%=300 mm
Raza de rulare a roți va fi : r r = r0 x λ= 300×0,97 =291mm = 0,291m

2 2 2 '104i eD D A [cm2] (2.10)

24
Se vor calcula L și L s . Valoarea admisibilă a lucrului mecanic specific la patinare este
275,0
cmm daNLsa
.
245/60/R17

22 2 2 2 "2 220
230,03, 100549273, 1005 10 220 4204/ .92755,2 44,3365,015003,3571500365,0 365 38795,0387100602454,25217
cmdaNmLcm Am daN LdaN alegGm mm rmm r
sar

 

Dacă L s<Lsa ,atunci garniturile rezistă la uzură.
Dacă L s>Lsa atunci garniturile nu rezistă la uzură și se va alege din STAS o dimensiune
superioară acesteia.

2.4.3 Verificarea ambreiajului la încălzire

Încălzirea ambreiajului se produce numai în timpul patinării datorită transformări lucrului
mecanic de frecare în căldură. Verificarea la încălzire se face pentu discul cel mai solicitat termic
și se apreciază prin creșterea de temperatură Δτ.
În cazul ambreiajului monodisc verificarea la încălzire se face pentru discul de presiune
deoarece discul condus este izolat termic prin garnrturile de frecare.
Ambreiajului bidisc se vor verifica la încălzire atât discul de presiune cât și discul
conducător intermediar.
Creșterea de temperatură Δτ se calculează cu formula :

pmcL
427
(2.11)
unde : γ este coeficientul care exprim ă fracțiunea din lucru mecanic de frânare consumat
pentru încălzirea piesei care se verifică
γ= 0,5 pentru discul de presiune ambreiaje monodisc
0,25 pentu discul de presiune al ambreiajului bidisc

25
0,5 respesctiv discul intermediar al ambreiajului bidisc
c – căldura specifică a materialului piesei care se verifică , pentru oțel și fontă c =0
,115
CkgKcal
0 . Se va indica valoarea în
CkgKJ
0 .
mp masa piesei care se verifică.

Figura 2.2 Schema discului de presiune

Calculul greutăți m p se face pe baza ipotezei că discul de presiune este o placă circulară din
fontă având forma indicată alături , iar marginile acesteia trebuie să le d epășască pe cele ale
garniturii de frecare cu 2…3mm.


mm D Dmm D D
i ipe ep
6…46….4

(2.12)
Grosimea discului de presiune h p în metri se adoptă constructiv :

31020…7ph
[m] (2.13)

p p hA m  [Kg] (2.14)

3/ 7800 mKg pentru fontă
A aria frontal a discului

6 2 2104ip epD D A [m2]

26

mm Dmm D
ipep
2146 2204206 420

Adopt h p=0,012 m
Se obține aria
 2 2 2106,0 214 4204m A  
CKgKJcKg m
03325,4815, 4185 115,09,9 0925,0 106,0 7800


Pentru discul de presiune al ambreiajului rezultă:
CKgKJ
0000014,09.9 3325,481 42732.925,0 

Valoarea admisibilă a creșteri de temperatură pentru o cuplare la plecare de pe loc este
Ca015….8
.
Dacă
a , atunci amb reiajul rezistă la încălzilre .
Dacă
a , atunci ambreiajul nu rezistă la încălzire și se alege din STAS o dimensiune
superioară a discului de presiune – a grosimi discului de presiune.

2.5 Calculul arcurillor de presiune

Arcurile de presiune periferice elicoidale sunt arcuri cilindrice din sârmă trasă de oțel
carbon de calitate pentru arcuri sau oțel aliat pentru arcuri și au o caracteristică liniară.
Ele sunt soli citate după un ciclu asimetric cu un coeficient de asimetrie R=0,8..0,9 , iar
numărul ciclurilor de solicitare în condițiile normale de exploatare nu depășesc 5×1015
cicluri.
Din această cauză distribuția arcurilor de presiune nu se produce datorită oboseli
materialului.
Calculul acestora constă în determinarea diametrului sârmei, diametul de înfășurare a spirei ,
a numărului de spire și lungimi arcului în stare liberă .

2.5.1 Determinarea diametrului sârmei și a diametrul ui de înfășurare

27
Conform recomandărilor din literatura de specialitate , numărul arcurilor de presiune trebuie
sa fie multiplu de 3 , iar forța de apăsare ce revine unui arc să fie între F arc=40…80daN.
Se adoptă F arc=70 [daN ]

6,870602''
arca
aFFn
[daN ]
(2.15)
Se adoptă numărul de arcuri de presiune n a ’ egal cu următorul număr multiplu de 3 după
valoarea n a’ ; Se alege numărul de arcuri n a = 9.
Forța care trebuie să o dezvolte un arc este :
6798,602
''
aa
anFF
[daN ]
O condiție necesară pentru ca manevrarea ambreiajului să nu fie solicitantă este ca în
momentul în care acesta este decuplat , forța dezvoltată de un arc F a’’ să fie cu maximum 10 -25%
mai mare de valoarea corespunzătoare poziției cuplate :

' ''25,1…15,1a a F F   [daN] (2.16)

4,80 672,1''aF [daN ]

Diametrul sârmei arcului se determină din condiția de rezistență la torsinu e a acestuia în
poziție decuplată a ambreiajului cu relația :

2''
108

taacFkd [mm] (2.17)
unde :
dDc , D diametrul de î nfășurare al spirei arcului .
Pentru arcurile elicoidale ale ambreiajelor c=5…10 comform recomandărilor literaturi de
specilitate .
Se adoptă c=10 .

k – coeficient de corecție ce depinde de raportul c și se determină cu relația:

 1726,110615,0
1104104 615,0
1 41 4c cck
τta=7000


2cmdaN
rezistența admisibilă la torsiune a arcului

28

82,210 70004,80 1726,18
2dmm.

Dimesiunle standartizate pentru sârmă trasă din oțel pentru arcuri sunt prevăzute în STAS
893-67 se adoptă : d=3 mm
Se calculează diametrul de înfășurare a spirei arcului cu relația :

mm dcD 30310

2.5.2 Determinarea numărului de spire ale arcului

Din expresia de calcul a săgeți unui arc elicoidal din sârmă cu secțiunea circulară rezultă
relația de calcul al numărului de spire active :

Fig 2.3 Variația forței de apăsare în funcție de săgeata arcului elicoidal

132 4
810
kDdGns spire (2.18)
G – modulul de elasticitate transversal a sârmei arcului
G= 800.000


2cmdaN pentru oțel de arc
k1 – rigiditatea arcului

1' ''
1fF Fka a



mmdaN (2.19)

unde Δf 1 – săgeata suplimentară corepsunzătoare deformațiilor arcului la decuplarea
ambreiajului

29

'
12 jnjn fd d d (2.20)

Cu semnificațiile : n d – numărul de discuri conduse .
Rulmenții sunt organe de mașini complexe care sunt utilizate pentru rezemarea pieselor care
execută mișcarea de rotație sau de oscilație (ex. arbori, roți dințate, mese rotative, etc.). Rulmentul
se compune din următoarele elemente:
jd – jocul dintre o pereche de suprafețe de frecare necesar pentru decupl area completă a
ambreiajului
jd =0,75…1,5 mm pentru ambreiaj monodisc respectiv 0,5…0,7 mm pentru ambreiaj bidisc
Adopt j d=0,6 .
j’-creșterea grosimi discului condus datorită elementului elastic axial
j’=0,5…1,5mm
Adopt j’=1 mm

05,804,3308103 000.80004,34,4674,804,4126,022
32 411


snmmdaNkmm f
Numărul de spire trebuie să fie multiplu de 0,5 și mai mare decât 6.
Deoarece spirile de la capătul arcului nu sunt active, numărul total de spire n t este:
nt=ns+2 =8+2=10 spire în total

2.5.3 Determinarea lungimii arcului în stare liberă

Lungimea arcului în stare liberă se obține cu formula :
1 1 0 f L L
[mm] (2.21)
L1 –lungimea arcului comprimat în poziția decuplată a ambreiajului ;
f1- săgeata arcului corespunzător poziției cuplate.
L1- se determină din condiția ca distanța dintre spirele arcului în stare comprimată să fie :

2,1sj [mm ]
s s s j nd n L 1 21 
[mm] (2.22)

30

 mm L 616,9512,1185281 

Fig 2.4 Lungimea arcului de presiune

mmdGnDFfs a8,26103 000.8008304,808
108
2 43
2 43 ''
1  
(2.24)
L0=61+26,8 =88mm
Pentru a evita flambajul arcului de presiune se recomandă ca :

93,2308830DL
(2.25)
Dacă acestă condiție nu este indeplinită se va relua dimensionarea arcului prin creșterea
diametrului sârmei.
Dacă
30DL ,atunci arcul rezistă la flambaj.

2.5.4 Determinarea coeficientul ui de siguranță al ambreiajului

Datorită uzurii garniturii de frecare arcurile de presiune se destind mai mult și forța de
apăsare scade de la
până la
.
Momentul de frecare al ambreiajului după uzarea garniturii de frecare este:

3 ''' '10m a a a R Fi M  [daNm] (2.26)

31

ffF Fa a2' ''' [daN] (2.27)

u f f2 [mm] (2.28)

2 43 '
108

dGnDFfs a [mm] (2.29)
f- săgeata corespunzătoare arcului în poziția cuplată a ambreiajului ,
Δu – destinderea corepunzătoare uzării tuturor garniturilor de frecare până la limita .
maximă admisibilă

1 2u d u n [mm]
Δu1 – uzura admisibilă pentru o garnitură de frecare
Se recomandă Δ u1=1,2…2 mm
Se adoptă Δ u1= 1,6 mm

m daN MdaN Fmm fmmmm f
aau
  

7,101 10 208,16595743,05791,2151,154,8051,154,691,214,66,12291,21103 000.80010304,8048
3 ''''22 43
Coeficientul de siguranță β u după uzarea garnituri de frecare va fi :

m daNMMa
u   45,170101
max'

Prin urmare β u≥ 1 , se observă că ambreiajul va transmite fără patinare momentul maxim
al motorului și după uzarea garniturilor de frecare.

2.5.5 Determinarea lucrului mecanic necesar debreierii

Lucrul mecanic necesar debreieri este lucrul mecanic produs de forțele elastice la
comprimarea arcurilor de presiune cu săgeata Δf 1 și se determină cu formula:

3
1'' '
101
2
aaa a
d nfF FL [daNm] (2.30)
Unde η a este randamentul mecanic de acționare.

32
Literatura de specialitate recomandă valorile η a=0,80…0,98 .
Se adoptă η a=0,9

9,0 109,0194,42674,803
dL [daNm]
Valorile recomandate ale lucrului mecanic necesar debreieri astfel încât să nu apară o
solicitare intensă a conducătorului auto sunt :
Ld = 0,5 …1 daNm pentru autoturisme
Ld =1,5…2,5 daNm pentru autocamioane , autobuze
Ld max 5 daNm pentru autovehicule grele
Valoarea obținută pentru L d trebuie să se încadreze în limitele recomandate.

2.6 Calculul arborelui ambreiajului

Arbo rele ambreaiajului este supus solicitărilor de torsiune cu un momnet egal cu momentul
de calcul al ambreiajalui și solicitărilor de strivire și forfecare la nivelul canelurilor de –alungul
cărora culisează discul condus .

.

Fig 2.5 Canelurile ambreiajului

33
Din condiția de rezistență la torsiune se determină d iametrul interior al arborelui ambreiajului
cu relatia:

32
max
2,010
taiMd
 [cm] (2.31)
unde τ ta=rezistența admisibilă la torsiune .
Materialul de confecționare al arborelui ambreiajului este oțel aliat de cementare. 21MoCr12 –
STAS 791 -80 cu rezistența admisibilă
1200 1000ta


2cmdaN
Se adoptă τ ta=1100
2cmdaN

cm di 54,311002,010704,1
32

Se alege STAS 1770 -68 corespunză tor încărcărilor grele , următoarele dimesiuni
standartizate:
-diametrul interioar al caneluri d i=42 mm
-diametrul exterior al caneluri d e =52 mm
-lățimea caneluri b=6 mm
-numărul de canel uri z = 10 caneluri figura 8
Calculul greutății
se face în ipoteza că discul de presiune este o placă circulară din fontă
având forma prezentată în figura 2, iar marginile acesteia trebuie sa le depășească pe cele ale
garniturii de frecare cu 2…3 milimetri.
Verificarea la strivire a canelurilor arborelui ambreiajului se face cu relația :

i esd dhlzMp2
max10 4


2cmdaN (2.32)
unde:
l= lungimea butului discului condus la ambreiajul bidisc se vor cumuli lungimile ambelor discuri
Pentru condiții obiș nuite de exploatare se recomandă l= d e .
Adopt l=6 cm
h =înălțimea caneluri arborelui

2i ed dh
cm h=0,5 cm (2.33)

34

2,42,55,061010704,142
sp =139


2cmdaN
Rezistența admisibilă la strivire pentru canelurile arborelui ambreiajului conform literaturi de
specilitate este:
psa=200…250


2cmdaN
Dacă p s≤psa atunci arborele rezistă la strivire .
Dacă p s≥psa atunci arborele ambreiajului nu rezistă la strivire și se va alege din
STAS un diametru superior al acestuia sau o lungime mai mare a butucului discului .
Verificarea la forfecare se face cu relația :

i efd dblzM
2
max10 4


2cmdaN
(2.34)
Mărimile fiind cunoscute se calculează τ f :

843,1152,42,56,061010704,142
f


2cmdaN

Rezistența admisibilă la forfecare pentru canelurile arborelui ambreiajului este :
τfa=200…300


2cmdaN

Dacă τ f≤ τfa atunci arborele rezistă la strivire
Dacă τ f ≥ τ fa atunci arborele ambreiajului nu rezistă la strivire și se va alege din STAS un
diametru superior al acestuia sau o lungime mai mare a butucului discului.

2.7 Calculul discurilor ambreiajului
2.7.1 Calculul elementului de fixare a discurilor de presiune

Discurile de presiune sunt solidare la rotație cu volantul motorului având în același
timp posibilitatea deplasării axiale .Legătura dintre acesta și volant se face prin intermediul
carcasei ambreiajului .
În cazul ambreiajului monodisc carcasa ambreaiaj ului este prevăzută cu mai multe
fereste în care pătrund niște reazeme prelucrate pe discul de presiune .

35
Calculul elemenetelor de fixare și ghidare constă în verificarea la strivire între
suprafața de contact dintre discul de presiune și carcasă.
Relaț ia pentru presiunea specifică este :

2 max10AZRMps


2cmdaN (2.35)
unde :
R= raza cercului pe care sunt dispuse reazemele discului ‚
Z = numărul de reazeme
A= aria unei suprafețe de contact solicitate la strivire
A =a x l ,unde a = grosimea carcasei ambreaiajului în zona de contact cu reazemele
l= lungimea suprafeței de contact

Fig 2. 5 Schema de fixare și ghidare a discului de presiune

Se adoptă constructiv valorile :
R=22,2cm,
a =0,4cm ,
l=2cm, și
Z =3,
urmând a se verifica dacă corespunzător alegeri făcute reazemele rezistă la solicitările din
timpul frecării.

180 104,0232,22704.12sp


2cmdaN
Rezistența admisibilă la strivire conform literaturi de specialitate este :

36
psa=100… 200


2cmdaN
Dacă p s≤psa atunci arborele rezistă la strivire .
Dacă p s≥psa atunci reazemul discului de presiune nu rezistă la strivire și se va alege
dimensiuni mai mari ale suprafeței de contactcu carcasa, urmând a se relua calc ule. In cazul de fata
este satisfacuta prima relatie.

2.7.2 Calculul discului condus

2.7.2.1 Calculul niturilor de fixare a discurilor propi u-zis pe butucul ambreiajului

Niturile de fixare a discului propiu -zis pe flanșa butucului sunt din OL 38 și sunt solicitate la
forfecare și strivir e.
Verificarea niturilor la forfecare se face nu relația :

2
2max10
4

n
n nfdzrM



2cmdaN (2.39)
unde :
rn – raza cercului pe care sunt dispuse niturile de fixare
Se adoptă constructiv r n = 5…8 cm . Adopt r n =8 cm.
dn= diametrul niturilor , d n=0,6… 1 cm Adopt diamentrul nitului de 0,8 cm
zn=numărul de nituri , Se adoptă zn= 6 nituri
Relația (2.39) devine cu valorile adoptate:

6,40 10
8,068704,142
2

f


2cmdaN

Valoarea rezistenței admisibile la forfecare pentru niturile de fixare este:
τfa=300


2cmdaN
Dacă τ f ≤ τfa atunci niturile butucului rezistă la forfecare.
Dacă τ f ≥ τfa atunci niturile butucului nu rezistă la solicitarea de forfecare și se va alege un
diametru superior al nitului , o rază de dispunere sau un numărde nituri mai ma re.
Verificarea niturilor la strivire se face cu relația :

37

2 max10
n n n nsldzrMp


2cmdaN (2.40)
unde :
ln=lungimea părții active a nitului .Se recomandă l n= 0,2…0,4 cm
Se adoptă l n=0,3 cm

850 103,08,068704,12sp


2cmdaN
Rezistența admisibilă la strivire pentru niturile de fixare este :
psa=800…900


2cmdaN
Dacă p s≤psa atunci niturile butucului rezistă la strivire .
Dacă p s≥psa atunci niturile butucului nu rezistă la strivire și se va alege un diametru
superior al nitului , o rază de dispunere sau un număr nituri mai mare apo i se refac calculel e.

2.7.2.2 Calculul arcurilor elementului elastic suplimentar

Arcuril e elementului elastic suplimentar sunt arcuri elicoidale și au rolul de a reduce
rigiditatea transmisiei și amortizarea șocurilor , previn apariția rezonanței la frecvențe înalte ale
oscilațiilor de torsione din trasnmisie .
Condiția pentru o funționare optimă a elementului elastic suplimentar este ca momentul de
torsiune necesar pentru comprimarea acestora până la opritori , să fie egal cu momentul produs de
forța de aderență a roților motoare pe un drum uscat cu coeficientul de aderență φ= 0,8 , redus la
arborele ambreiajului în treapta I de viteză .
La automobile arcurile utilizate la elementul elastic suplimentar al ambreiajelor au
propietățile următoare :
– diametrul sârmei arcului d=3…4 mm
– diametrul spi rei arcului D= 14…19 mm
– numărul total de spire n s=6
– numărul de arcuri ale elementului suplimentar z
ze = 6…8 arcuri pentru D e<250 mm
ze = 8…10 arcuri pentru discuri cu D e=250…310 mm
ze = 10 arcuri pentru D e=310…380mm
Montarea arcurilor în butucul discului se face pretensionat prin comprimarea cu o săgeată de
10 …13 % din lungimea liberă a arcului .

38
Se adoptă următoarele valori :

arcuri znmm Dmm d
es
66164


2.8 Calculul mecanismului de acționare

În urma analizei tehnico economice se va alege un mecanims de acționare mecanic sau
hidraulic în funție de destinația și tipul autovehicululi. Alegerea se justifică prin enumerarea
avantajelor și dezavantejelor fiecăruia dintre tipuri .
Schema constructivă a mecasnimului de acționare mecanic este :

Fig 2.8 Schema constructivă a mecasnimului de acționare mecanic

In figura (2.8):
1 – pedala ambreiajului
2 – tija de legătură sau cablu
3 – furca de decuplare a rulmentului de presiune
4 – manșonul rulmentului de presiune
5- pârghiile de debreiere
6- disc de presiune

39
2.8.1 Calculul forței de acționare a pedalei ambreiajului

Raportul de trasnmitere al mecanismului de acționare me canic se determină cu expresia :
ia=ip·it (2.41)
unde :
ip – raportul de transmitere al pârghiilor de debreiere i p=
fe
it – raportul de trasmitere al pedalei de acționare i t=
dc
ba
Literatura de specialitate recomandă valori pentru ia între 30 și 45.
Se adoptă constructiv dimesiunile următoare ale mecanismului de acționare :
a=160 mm,
b=30 mm,
c=72 mm,
d=30 mm,
e=120 mm,
iar f=40 mm

4,3840120
3072
30160fe
dc
baia , ip=3 iar i t=12,8
Randamentul mecanic de acționare mecanică η a comform literaturi de specialitate se adoptă
în intervalul : η a=0,8…0,825
Forța de acționare a pedalei ambreiajului F p se determină cu expresia :

a a mpiRiMF 
3
max10 [daN] (2.42)

03,156825,04,38 208,16543,010704,13
pF [daN]
Literatura de specialitate recomandă pentru forța la pe dală următoarele cifre :
Fp=10…15 daN pentru autoturimse
Fp= 15…25 daN pentu autocamioane și autobuze
Dacă F p nu se încadrează în intervalele mai sus menționate se vor modifica corespunzător
dimesiunile adoptate constructiv .

40
CAPITOLUL 3
EXPLOATARE SI INTRETINEREA AMBREIAJULUI

3.1 Condițiile impuse ambreiajului

În afară de condițiile impuse ambreiajului la decuplare și decuplare , acestea trebuie sa mai
îndeplinească condițiile :
– să aibă durata de serviciu și rezistență la uzură cât mai mare
– să aibă o greutate propie cât mai redusă
– să ofere siguranță în funcționare
– să aibă o construcție simplă și ieftină
– parametri de bază sa varieze cât mai puțin în timpul exploatării
– să aibă dimesiuni reduse , dar să fie capabil să transmită un moment cât mai mare
– să fie echilibrat dinamic
– să fie ușor de întreținut

Durata de funționare a ambreiajului depinde de numărul cuplărilor și decuplărilor , deoarece
garniturile de frecare se uzează mai ales la patinar ea ambreiajului . La fiecare cuplare lucrul mecanic
de frecare la patinare e transformă în căldură datorită căreia temperatura de lucru a garniturilor de
frecare crește.
Experimental s -a constat că la creșterea temperaturii de la 200 C la 1000 C uzura garniturilor
de frecare se mărește aproximativ de 2 ori.

3.2 Exploatarea și întreținerea ambreiajului

Jocurile dintre elementele mecanice de acționare se apreciază prin mărirea cursei libere a
pedalei ambreiajului, valoarea recomandată este în tre 20…25 mm asigură pe lângă decuplarea
sigură a ambreiajului și jocul necesar pentru ca rulmentul de presiune să nu fie antrenat perma nent
de pârghiile de debreiere.
În timpul exploatări valoarea cursei libere scade datorită uzării garniturilor de freca re și apare
pericolul ca jocurile din mecanismul de acționare să dispară și rulmentul de presiune să rămână în
contact perma nent cu pârghiile de debreiere.

41
Funționarea prelungită a rulmentului de presiune conduce la supraîncălzirea acestuia,
griparea și u zura pârghiilor , tot odată se reduce și forța de apăsare a discului de presiune asupra
discului condus și ambre iajul are tendința să patineze.
O valoarea prea mare a cursei libere a pedalei rezultă o decuplare incompletă a ambreiajului
și schimbarea dific ilă a treptelor.
Jocurile dintre elementele mecanice de acționare se reglează la ambreiajele monodisc prin
modificarea lungimii cablului și tijei care acționează furca ambreiajului se reglează jocurile, iar la
cele hidraulice jocurile se optimizează reglâ nd jocul rulmentului de presiune și tijă prin modificarea
lungimii tijei cilindrului receptor dintre pistonul cilindrul principal și tija acestuia se reglează cu
ajutorul unui șurub cu excentric montat între tija și pedala de acționare .

42
CAPITOLUL 4
DIAGNOSTICARE DECȚIUNILOR AMBREIAJULUI

Defecțiunile care pot interveni și compromite starea tehnică a subansamblelor ambreajului se
datorează modificarii parametrilor de reglare, regimului de ungere și a uzurii .
Pentru stabilirea stării tehnice a ambreiajului se utilizează trei parametri de diagnosticare:
cursa liberă a pedalei la ambreiaj, patinarea și decuplarea totală.
Pentru o corectă cuplare și decuplare a ambreajului, pedala acestuia trebuie sa aibă o cursă
liberă așa cum s -a menționat mia sus, a cărei lungime trebuie astfel stabilită încât. pe de o parte să
garanteze o completă eliberare a organelor de comandă, iar pe de altă să asigure completa
desprindere a pieselor conducătoare de cele conduse. Mărimea cu rsei variază între 20 și 50 [mm],
fiind indicată, de obicei, în cartea mașinii. Dacă, acționând asupra pieselor de reglare, cursa pedalei
ambreiajului nu poate fi adusă la limite normale; aceasta indică fie o uzură avansată a organelor de
comanda, fie def ormarea sau alungirea timoneriei de legătura dintre pedală și pârghia de debreiere.
Pentru măsurarea cursei libere a pedalei se poate folosi un dispozitiv foarte simplu, compus
dintr -o riglă gradată pe care glisează cursoarele. La o extremitate a riglei es te articulat și suportul
ce ce fixsează pe planseul pedalier sau pe podeaua cabinei, astfel încât rigla sa fie paralela cu
pârghia pedalei. Se fixeaza apoi unul dintre cursoare in dreptul poziției inițiale si se apasă incet
pedala, urmărind deplasarea con comitenta a celuilalt in lungul riglei. Dupa consumarea cursei
libere a pedalei, se citește distanta dintre cele doua cursoare, ca re este tocmai mărimea căutata.
Dupa reglarea corecta a cursei libere, a doua operație consta în verificarea eficientei
ambreiajului. Un ambreiaj cu stare tehnica buna trebuie sa fie capabil sa transmita cupluri care sa
întreacă de 1.5…2 ori cuplu motor maxim, fara a se produce alunecari intre piesele conducătoar e si
cele conduse.
Cea mai simpla me toda de verificare apatinarii ambreiajului, in lipsa unei aparaturi adecvate,
consta in pornirea motorului, decuplarea ambreajului, acționarea franei si decuplarea etajului de
priza directa al cutiei de viteze. Se aduce apoi turația motorului la 1500…200 0 [rot/min] (valorile
interioare corespund încercării autocamioanelor) si se cuplează progresiv ambreiajul. Daca in acest
timp motorul se poate considera ca starea te hnica a ambreiajului este buna.
Un procedeu mai modern consta in folosirea lămpii strobosc opice, comandata de circuitul
secundar al instalației de aprindere, frecventa impulsurilor luminoase produse de lampa
stroboscopica fiind proporționala cu turația motorului. Se aseaza vehicolul pc standul cu rulouri si
se stabilește funcționarea sa in priz a directa.Se iluminează legătura cardanica cu lampa
stroboscopica si daca observatorul va vedea acest organ nemișcat, ambreiajul este complet lipsit de

43
alunecare. Daca ambreiajul patinează, se va vedea o ușoara rotire a cuplajului cardanic intr -un sens
sau altul, sau se vor observa smucituri ale acestuia.
Pentru a se verifica daca ambreiajul decuplează complet, se pornește motorul, se decuplează
ambreajul si se achimba, succesiv, etajele cutiei de viteze. Daca decuplarea este totala, schimbarea
etajelor n u estr insotita de zgomote. [5]
În tabelul 5.1. sunt prezentate simptomele defecțiunilor care se produc frecvent in organele
transmisi ei, precum si cauzele posibile.

Tabelul 4.1. Simptomele si cauzele defectiunilor posibile ale ambreiajului. [5]
Nr.
crt Simptom Cauze posibile

1.

Ambreajul patineaza. 1.1. Lipsa cursei libere a pedalei.
1.2. Slabirea sau ruperea arcurilor de presiune.
1.3. Patrunderea unsorii sau uleiului la garniture de frictiune.
1.4. Uzura garniturilor de frictiune.
1.5. Intepenirea cablului in camasa.

2. Ambreajul nu
decupleaza, iar
etajele se schimba cu
zgomot. 2.1. Cursa libera a pedalei excesiv de mare.
2.2. Deformarea tijelor si parghiilor de comanda.
2.3. Deteriorarea garniturilor de frictiune.
2.4. Deformare discului de frictiune.
2.5. Ruperea cablului de comanda
2.6. Sistemul de comanda hidraulic este defect.

3.

Ambreajul cupleaza
cu socuri 3.1. Niturile de prindere a garniturilor de frictiune ies in afara
3.2. Slabirea fixarii discului de frictiune
3.3. Intepenirea mufei de presiune in bucsa de ghidaj.
3.4.Ruperea arcurilor de amortizare.
3.5. Uzura canelurilor din butucul discului de frictiune sau de pe
primar.
3.6. Deformarea palcii de presiune sau a discurilor de frictiune.

Zgomot perceptibil la
apasarea pedalei. 4.1. Rulement de presiune defect sau neuns.
4.2. Cursa libera insufiecienta la pedala.
4.3. Arc rapel furca de comanda a rulmentului de presiune slab

44
4. sau rupt.
4.4. Arc rappel pedala slabit sau rupt.
4.5. Joc excesiv al arborelui primar al cutiei de viteze in bucsa
din volant.

5. Zgomot perceptibil la
eliberarea pedalei. 5.1. Cursa libera insufiecienta la pedala.
5.2. Arc rapel furca de comanda a rulmentului de presiune slab
sau rupt.
5.3. Arc rappel pedala slabit sau rupt.
5.4. Pierderea alinierii intre discul ambreajului si volant.

6. Efort excesiv de mare
la pedala. 6.1. Intepenirea cablului in camasa.
6.2. Deformarea tijelor si parghiilor de comanda.
6.3. Axul pedalierului neuns sau intepenit.

7. Pedala nu revine in
pozitia initiala. 7.1. Intepenirea cablului in camasa.
7.2. Deformarea tijelor si parghiilor de comanda.
7.3. Deformarea tijelor si parghiilor de comanda.
7.4. Arcul de revenire al pedalei este rupt.

Funcționarea prelungită a rulmentului de presiune conduce la supraîncălzirea acestuia,
griparea și uzura pârghiilor, se reduce forța de apăsare a discului de presiune asupra discurilor
conduse, și ambreiajul are tendința să patineze.
Jocurile dintre elementele mecanice de acționare se apreciază prin mărimea cursei libere a
pedalei ambreiajul ui, valoare recomandată este intre 20…25 [mm] și asigură pe lângă decuplare
sigură a ambreiajului și jocul necesar pentru ca rulmentul de presiune să nu fie antrenat perm anent
de pârghiile de debreiere.
Prin modificarea lungimii cablului și tijei care acți onează furca ambreiajului se reglează
jocurile, iar la cele hidraulice jocurile se reglează reglând jocurile dintre rulmentul de presiune și
tijă prin modificarea lungimii tijei cilindrului receptor. Jocul dintre piston și tija acestuia se
reglează cu ajut orul unui șurub. [5]

45
CONCLUZII

Prin această lucrare am reușit să proiectez un ambreiaj mecanic cu arcuri elicoidale pentru un
autoturism de clasă mică, cu caracteristici dinamice remarcabile.
Am ales această temă datorită importanței pe care o au ambreiajele în utilizarea
autoturismului, fără de care nu am reuși să ne deplasăm cu viteze diferite sau să pornim de pe loc.
Am parcurs toate etapele necesare pentru a realiza această lucrare, de la alegerea tipului de
rulment de presiune, calculul discului de fricțiune și până la calcularea valorilor op time pentru
placa de presiune.
Toate aceste calcule care au fost realizate au fost verificate să se încadreze în valorile lor
admisibile luate din că rțile de specialitate, carti care le -am avut la dispozitie astfel că fiecare calcul
s-a încadrat în valorile prescrise.
Se poate observa că în cazul fiecărui calcul s -a realizat o supradimensionare a pieselor
componente, pentru a realiza o fi abilitate cât mai îndelungată.
Soluția constructivă realizată a fost aleasă datorită configurării sale și dispunerii
componentele pentru a obține un cost relativ scăzut și o calitate și fiabilitate mărită.
Bibliografia vastă de care am dispus mi -a dispus să am o lucra re bine structurată, și pentru
tratarea tuturor aspectelor necesare unei analize amănu nțite a ambreiajului proiectat.
În încheiere, consider că această temă de proiect m -a ajutat să -mi dezvolt capacitățile de
cercetare, calculare și proiectare să aplic cun ostintele dobandite în timpul parcurgerii celor patru
ani de facultate și de asemenea pentru obținerea unor rezultate satisfăcătoare în acest final de
drum .

46
Bibliografie
1. Beleș H. Note de curs – Tehnici și Echipamente de Diagnosticare a Autovehiculelor ,
Editura Universității din Oradea, Oradea, 2015.
2. Blaga V. Dinamica automobilelor , Editura Universității din Oradea, Oradea, 2013.
3. Dragomir G , Calculul și construcția autovehiculelor I – Curs , Tipografia
Universități Oradea ,2007
4. Drago mir G , Calculul și construcția autovehiculelor I – Îndrumar pentru laborator ,
Tipografia Universități din Oradea ,2007
5. Frățilă Gh Calculul și construcția automobilelor , Editura Didactică și Pedagogică
București ,1977
6. Pădure Gelu , Autovehicule Rutiere Construție și Calcul Vol I , Editura
Politehnica ,Timișoara ,2006
7. Untaru M ,ș.a. Calculul și construcția automobilelor , Editura Didactică
și Pedagogică , București , 1982
8. Untaru M. ș.a. Dinamica autovehiculelor pe roți , Editura Didactică și Pedagogică,
București, 1981.
9. Untaru, M., Frățilă, Gh., Poțincu, Gh. ș.a. Calculul și construcția automobilelor ,
Editura Didactică și Pedagogică București, 1982.
10. Colecți de reviste Autoexpert
11. Colecți de reviste Auto motor și sport
12. www.carsdata.com

47
Nr…………../……………

DECLARAȚIE DE AUTENTICITATE
A
LUCRĂRII DE FINALIZARE A STUDIILOR

Proiectarea unui ambreiaj mecanic pentru un autotursim puterea
motorului P e=200 [kW], la turați n=5600 [rot/min]

Autorul lucrării PORUMB DORU ADRIAN
Lucrarea de finalizare a studiilor este elaborată în vederea susținerii examenului de
diplomă organizat de către Facultateala FACULTATEA DE INGINERIE
MANAGERIALĂ ȘI TEHNOLOGICĂ din cadrul Universității di n Oradea, sesiunea
FEBRUARIE a anului universitar 2019 -2020
Prin prezenta, subsemnatul PORUMB DORU ADRIAN , CNP 1920318055122
Declar pe proprie răspundere că această lucrare a fost elaborată de către mine, fără
nici un ajutor neautorizat și că nici o parte a lucrării nu conține aplicații sau studii de caz
publicate de alți autori.
Declar, de asemenea, că în lucrare nu există idei, tabele, grafice, hărți sau alte surse
folosite fără respectarea legii române și a convențiilor internaționale privind drepturile de
autor.

Oradea, Semnătura
Data: 22.06. 2020