TEMA DE PROIECT: Proiectarea ambreiajului cu arc tip diafragmă pentru [627328]

UNIVERSITATEA DIN ORADEA

FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALA SI TEHNOLOGICA
SPECIALIZAREA: AUTOVEHICULE RUTIERE

PROIECT DE DIPLOMA

TEMA DE PROIECT: Proiectarea ambreiajului cu arc tip diafragmă pentru
un autoturism cu masa maxima autorizata 2140 kg si motor cu aprindere prin
comprimare cu puterea maxima 135 kW.

Coordontor stiintific: Absolvent:
S. l. dr. ing. Dragomir George Balla Robert

ORADEA
2015

1
INTRODUCERE

Capitolul 1 .

1.5 Studiul co mparativ al autovehiculelor similare cu cel din tema de proiect

Nr. 1 2 3 4 5
Marca auto Skoda New
Superb
2.0 Elegance VW Scirocco 2.0
TDI BMW 525D
Renault New
Laguna
2.0 GT Line Audi A4 2.0 TDI
Pe[kw] 125 125 125 125 103
n_p[rot/min] 4200 4200 4000 4000 4200
Me[N*m] 350 350 400 340 320
n_m[rot/min] 1750/2500 1750 -2500 2000 2000 1750/2500
V_max[km/h] 220 222 225 208 215
Masa totala
maxima
autorizata 2135 2070 2145 2091 2060
Sarcina utila 5 locuri 5 locuri 5 locuri 5 locuri 5 locuri
i_0 2,917 3.91 3.21 2,053
i_cv1 3,769 3,667
Formula rotilor 4×2 4×2 4×2 4×2 4×2
Tip amberiaj monodisc uscat monodisc uscat monodisc uscat monodisc uscat monodisc uscat
Tip arcuri de
presiune periferice periferice periferice periferice periferice
Tip mecanism
actionare mecanic mecanic mecanic mecanic mecanic
Dimensiuni
anvelope 225/45 R17 225/45 R17 91V 225/55 R16 215/55 R17 225/55 R16

 un motor cu ardere internă MAC având:

2
Pe=135 [kW]
nP=4000 [rot/min]
Me=350 [Nm]
nM=2500 [rotmin]
Vmax=222 [jm/h]

 schimbătorul de viteză în trepte cu următoarele rapoarte de transmisie:
756,0902,0918,0325,1086,2769,3

VIVIVIIIIII
iiiiii

 raportul de transmisie al transmisiei principale :
917,20i

 soluția constructivă de ambreiaj:
ambreiaj mecanic monodisc cu arcuri periferice elicoidale și mecanism de
acționare mecanic.

 masa totală a autovehiculului:
Ma=2140 [kg]

 tipul anvelopei:
225/45 R17 91V

Capitolul 2.

3

CALCULUL AMBRE IAJULUI

2.1 CALCUL DE DETRMINAREA MOMENTULUI TRANSMIS DE
CATRE AMBREAJ.

Conform [3],p entru ca ambreiajul să transmită momentul maxim dezvoltat
de motor fără să patineze, pe toată durata de funcționare chiar și după uzarea
garniturii de frecare când valoarea forței de apăsare a arcurilor de presiune scade
este necesar ca momentul de frecar e a 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:

]/ [max m daN M Mc
(1)

unde :
cM- momentul de calcul al ambreiajului;


– coeficient de siguranță al ambreiajului;
maxM
– momentul motor maxim.

Valoarea coeficientului maxim de siguranță
 se alege conform
recomandărilor literaturii de specialitate în funcție de tipul ambreiajului și
condițiile de exploatare ale autovehiculului. Astfel pentru M.A.C:
 = 1,3…1,75.

Se alege
 = 1,4

Criteriile care au stat la baza alegerii lui
 au fost:
– ambreiajul să nu patineze după uzura garniturilor
– se utilizeaza aceasta valoare a lui beta pentru ca masina este sport si se
utilizeaza mai mult pe autostrada.

]/ [ 4949 354,1
m daN MM
cc


4
2.2 DETERMI NAREA DIMENSIUNILOR GARNITURILOR DE
FRECARE

Calculul garniturilor de frecare ,conform [3], cuprinde: determinarea
dimensiunilor, calculul presiunii specifice și verificarea la uzură.

Fig 1. Garnitura de frecare a ambreiajului

Raza exterioară a garnitu ri de frecare se determină cu relația:
mmciMRe 2max
110
(2)

Unde:
–
 – coeficientul ce depinde de tipul ambreiajului și al
autovehiculului.

= 25…30


m daNcm2 pentru ambreiaj bidisc.
Se alege
 = 26
m daNcm
2
– i- numarul de perechi de suprafete de frecare;
– i=2, pentru ambreiaj bidisc;
– pentru autovehicule c=0,55…0,75;
Se alege c=0,65.

5
Valorile superioare ale lui c corespund motoarelor ce funcționează la turați i
ridicate deoarece alunecările dintre suprafețele de frecare sunt mai intense la
periferie.
Se alege c=0,65 deoarece motorul autovehiculului are un cuplu mare.

[mm] 158][15865,0123526102

ee
Rmm R

Deoarece dimensiunile garniturilor de frecare sunt standardizate se adoptă
conform STAS 7793 -83 valorile superioare cele mai apropiate de cea calculată.
Dimensiunile garniturii de frecare alese din standard sunt:

– diametrul exterior al garniturii:
eD 325 mm

– diametrul interior al garnituri:
iD 185 mm

– grosimea g =4mm

Raza exterioară a garniturii de frecare:

(3)

Raza interioară a garniturii de frecare:

(4)

][5.1625.1622325][2
mm RRmmDR
eee
e

][5,92][5,922185][2
mm Rmm RmmDR
iii
i


6
Raza medie a suprafeței de frecare se determină cu relația:

(5)

2.3 DETERMINAREA FORTEI DE APASARE AL ARCULUI ASUPRA
DISCULUI DE PRESIUNE AL AMBREIAJULUI

Conform [4], d in condiția ca momentul de calcul
cM să fie egal cu momentul
de frecare a ambreiajului
aM , rezultă următoarea relație:

] [103 maxdaNRciMF
m fa 
(6)

Unde: –
cF- forța de apăsare asupra discului de presiune;

– coeficientul de fre care dintre discurile ambreiajului; pentru frecare
metalice ceramice
 = 0,40…0,45

Se adoptă
 = 0,40

–
fc – coeficient ce ține seama de frecare dintre butucul discului condus și
arborele ambreiajului.

Pentru ambreiaje monodisc
fc = 0,90…0,95
Se adoptă
fc =0,92

Din relația (6) se obține:
[daN] 854,518854,518 103,12892,0240,0354,13

aa
FF


mm Rmm RmmR RR RR
mmi ei e
m
3,128][7,1305,924.1585,924.158
3232
2 23 32 23 3


7

2.4VERIFICAREA GARNITURII DE FRECARE

2.4.1 Verificarea presiuni specifice dintre garniturile de frecare

Presiunea specifică între suprafetele de frecare ,conform [3] se determină cu
relația:

(7)

Pentru garniturile de frecare de ferodou valoarea admisă a presiuni specifice este:

25,3……5,1
cmdaNpa

Deoarece
app garniturile rezistă la presiune.

2.4.2 Verificarea la uzură a garniturii de frecare

Aprecierea solicitărilor la uzură a garniturii de frecare ,conform [2], se face
utilizând lucrul mecanic specific de frecare la patinare
SL în regimul pornirii de pe
loc.
Acesta se determină cu relația:



2'cmm daN
AiLLS
(8)
Unde: L – lucrul mecanic de frecare la patinare al ambreiajului.

m daNiirG L
Ir
a / 3,3572
022

(9)
Unde:
–
aG=2140 [kg]- greutatea totală a autovehiculului ;
–
rr – raza de r ulare a roților motoare în metri









225
2 225
2 2max
867,0867.0 10
3,128 185 325240,0354,14104
cmdaNpcmdaNpcmdaN
R D DiMp
m i e


8
(10)

0r
– raza liberă a roți care se determină pe baza caracteristici anvelopei
iI – raportul de transmitere al treptei întâi de viteză
i0 – raportul de transmitere al transmisiei principale
A’ – aria suprafeței de frecare;

Având în vedere că autoturismul din tema de proiect are anvelopă tip 205/55 R16
calculul razei libere a roții r 0 se calculează cu formula:

(11)




mdaNLmdaNL
08.59608.596
917,2 769,3307,021403,3572 22



2 53,053,077,560208.596
cmm daNLL
SS

Valoarea admisibilă a lucrului mecanic specific la patinare:

275,0
cmm daNLSa
. Deoarece
Sa SL L ambreiajul rezistă la uzură.
m 307,0][307,0 317,097.0317%45 2254.252/17
00

rr
rm rmm rr

 
22 2 2 22 2 2 2
cm 77,560'77,560 10 185 3254'104'


Acm Acm D D Ai e


9

2.4.3 Verificarea ambreiajului la încălzire

Încălzirea ambreiajului se produce numai în timpul patinării datorită
transformării lucrului mecanic de frecare în căldură.
Verificarea la încălzire ,conform [3], se face pentru discul cel mai solicitat
termic și se apreciază prin creșterea de temperatură
.În cazul ambreiajului
monodisc verificarea la încălzire se face pentru discurile de presiune deoarece
discul condus este izolat termic prin garniturile de frecare.
Creșterea de temperatură se calculează cu relația:
CgcL
p0
427
(12)
Unde:
 – coeficientul care exprimă fracțiunea din lucru mecanic de frânare
consumat pentru încălzirea piesei care se verifică.
5,0
pentru discul de presiune al ambreiajului
c – căldura specifică a materialului piesei care se verifică.
c =0,115




CkgKcal
0 pentru oțel și fontă

pg – greutatea piesei care se verifică.
Calcul greutății
pg se face în ipoteza că discul de presiune este o placă de
fontă, iar marginile acestuia trebuie să le depășească pe cele ale garniturii de
frecare cu 2 -3 [mm].

(13 )

(14)

ph – grosimea discului de presiune în metri



mm 1801805 185][6…4mm 3303305 325][6…4

ipipi ipepepe ep
DDmm D DDDmm D D

10
Se adoptă constructiv
ph =20
310 =0.02 [m]

(15)


= 7800
3/mkg pentru fontă;
g =9,81 [m/
2s ] accelerația gravitațională;
A – aria frontală a discului

(16)

(17)

Valoarea admisibilă a creșterii de temperatură pentru o cuplare la plecarea
de pe loc în cazul utilizării relației (15) este:
Ca01 . Deoarece
a rezultă
că ambreiajul rezistă la încălzire.


daN 182,9182,9 1081,902.006,0 780010
11


ppp p
mmdaN ghA m


26 2 22 6 2 2
m 06,010 180 3304104


AAm D D Aip ep


CCgcL
p
00
627,0661,0182,9 115,0 42708.5965,0427



11

2.5 Determinarea coeficientului de siguranță a ambreiajului după uzarea
garniturii de frecare

Datorită uzării garniturilor de frecare ,conform [4], arcurile de presiune se
destind mai mult și forța de apăsare scade de la valoarea
'aF până la
'''aF .
Momentul de frecare al ambreiajului după uzarea garniturilor de frecare
este:

m daN RnFi Mm a a a 310 ''' ' (18)
(20)

(21)

f – săgeata corespunzătoare arcului în poziția cuplată a ambreiajului

(22)

Δu – destinderea corespunzătoare uzurii tuturor garniturilor de frecare
până la limita maximă admisibilă.

[mm] 21u d u n(23)
1u
– uzura admisibilă pentru o garnitură de frecare.

1u =1,2…2 [mm]
Se alege
1u =1,5 [mm]

mm 3 35,112

uu

mm 75,1057,103 75,13
22

ff

][ ' '''
212
mm f fdaNffF F
ua a

mm 75,1375,13104 80000062444,428][10' 8
2 432 43


ffmmdGnDFfS a

12

daN ,18033''' ,1803375,1375,1044,42'''

aa
FF

m daN 63,41'63,41 107,13012 ,18033240,0'3
 
aa
MM
Coeficientul de siguranță al ambreiajului
u după uzarea garnit urii de frecare este:
18,118,13563,41'
max

uua
uMM


Deoarece
u >1 rezultă că ambreiajul va transmite fără patinare momentul
maxim al motorului și după uzarea garniturilor de frecare.

2.6 Determinarea lucrului mecanic necesar debreierii

Lucrul mecanic necesar debreierii , conform [4], este lucrul mecanic produs
de forțele elastice la comprimarea arcurilor de presiune cu săgeata ΔF1 și se
determină cu relația:

(24)

Unde:
a – randamentul mecanismului de acționare

98.0…80.0a , conform literaturi de specialitate
Alegem:
85,0a
Valorile recomandate ale lucrului mecanic necesar debreieri pentru
autoturisme sunt cuprinse între 0.5…1 [daNm].

m daN 4,14,1 1085,01925,2293,5044,42m] [daN 10 1
2
33-
1" '
  

ddaa fa a
d
LLnF FL

13
2.7 CALCULUL ARBORELUI AMBREIAJULUI

Conform [3], a rborele ambreiajului este supus solicitări de torsiune cu un
moment egal cu momentul de calcul al ambreiajului și solicitările de strivire si
forfecare la nivelul canelurilor de -a lungul cărora culisează discul condus.
Din condiția de rezistență la torsiune se determină diametrul interior al
arborelui ambreiajului cu relația:

(25)

unde:
ta
– rezistența admisibilă la torsiune și are valorile:
ta =250…350
[daN/cm2]
Alegem
ta =300 [daN/cm2].
Materialul din care se confecționează arborele ambreiajului este oțel aliat
pentru cementare 21MoCr12 conform STAS 791 -80.
Deoarece arborii canelați au dimensiuni standardizate din STAS 1770 -68 se
aleg următoarele dimensiuni:
– diametrul interior al canelur ii di=3,2 [cm]
– diametrul exterior al canelurii de=4,0 [cm]
– numărul de caneluri z=10
– lățimea canelurii b=0,5 [cm]

cm 81,281,211002.010354,1][2.010
3232
max

iitai
ddcmMd

14

2.7.1 Verificarea la strivire a canelurilor

Verificarea la strivire a canelurilor arborelui ambreiajului , conform [3] se
face cu relația:
(26)

Unde: l – lungimea butucului discului condus
Considerăm că condițiile de lucru sunt condiții obișnuite de lucru astfel ca
luăm lungimea discului condus ca fiind l=d e=4 [cm].
h – înălțimea canelurii arborelui

(27)

Rezistența admisibilă la strivire pentru canelurile arborelui ambreiajului este
Psa=200…250 [daN/cm2]. Deoarece P s<Psa rezultă că arborele rezistă la strivire.

2.7.2 Verificarea la forfecare
Verificarea la forfecare , conform [3], se face cu relația:

(28)

Rezistența admisibilă la forfecare este:

2300…200
cmdaN
fa .
Deoarece
fa f arborele rezistă la forfecare.




2222
max
2,1702,170)2,34(4,041010354,14 ) (10 4
cmdaNPPcmdaN
ddhlzMP
ssi es
cm 4,04,022,34][ 2

hhcmddhi e




2222
max
11,13611,136)2,34(5,041010354,14 ) (10 4
cmdaNcmdaN
ddblzM
ffi ef


15

2.8CALCULUL DISCURILOR

2.8.1 Calculul elementelor de fixare și ghidare ale discului de presiune

Discurile de presiune , conform [2], sunt solidare la rotație cu volanta
motorului având în același timp posibilitatea deplasării axiale. Legătura dintre
acestea și volant ă se face prin intermediul carcasei ambreiajului.
Carcasa ambreiajului este prevăzută cu mai multe ferestre în care pătrund
niște reazeme prelucrate pe disc ul de presiune.
Kep a 3D rol !!!!!!!!!!!!!
Calculul elementelor de fixare și ghidare constă în verificarea la strivire a
suprafețelor de contact dintre discul de presiune si carcasă.
Presiunea specifică se determină cu relația:

(29)

Unde:
R – raza cercului pe care sunt dispuse reazemele discului de presiune,
R=130 [cm]
Z=3…5 – numărul de reazeme

(30)

A – aria unei suprafețe de contact solicitate la strivire
l – lungimea suprafeței de contact
a – grosimea carcasei ambreiajului
Se adoptă:
– a=0,25 cm
– l=0.1 cm
– R=130 cm



2222 max
5050 1025.03 130352 10
cmdaNPPcmdaN
AZRMP
sss
22
cm 25.05,215,2] [cm

Amm AalA

16
– Z=3 reazeme
– Valoarea rezistenței admisibile la strivire conform literaturii de
specialitate este:
2/ 200…100 cm daN Psa .
Deoarece P s<Psa rezultă că elementele de fixare și de ghidare rezistă la
strivire.

2.8.2 Calculul niturilor de fixare a discului propriu -zis pe butucul
ambreiajului

Niturile de fixare , conform [3] a discului propriu -zis pe flansa butucului sunt
din OL 38 si sunt solicitate la forfecare si strivire.
Verificarea niturilor la forfecare se face cu relatia:
2
2max10
4dnzrM
n nf


2cmdaN
(31)
Unde:
rn=raza cercului pe care sunt dispuse niturile de fixare.
Se adopta constructive r n=5……..8cm se adopta 8cm
dn=diametrul niturilor, d n=0.6……1cm se adopta 0.8 cm
zn=numarul de nituri, z n=3………6 nituri se adopta 5 nituri
Se calculeaza τ f=
Valoarea rezistentei admisibile la forfecare pentru niturile de fixare

2300cmdaN
fa

Daca
fa f , atunci niturile butucului rezista la forfecare;
Daca
fa f , atunci niturile butucului nu rezista la forfecare si se va alege
un diametr u superior al acestuia, o raza mai mare de dispunere sau un numar mai
mare de nituri;
2
210
48,058354,1

f


2cmdaN

244f


2cmdaN

fa f
, atunci niturile butucului rezista la forfecare;
Verificarea niturilor la strivire se face cu relatia:

17

2 max10
n n n nfldzrM


2cmdaN (32)
Unde:

ln=lungimea partii active a nitului
Se adopta l n=0.2…….0.4[cm]
Se calculeaza p s:
Rezistenta admisibila la strivire pentru niturile de fixare este:
Psa=800…….900


2cmdaN
Daca
sa sp p , atunci niturile butucului rezista la strivire;
Daca
sa sp p , atunci niturile butucului nu rezista la strivire si se va alege un
diametru superior al acestuia, o raza mai mare de dispunere sau un numar mai mare
de nituri, urmand a se relua calculele.
2103,08,058354,1f


2cmdaN

510f


2cmdaN

18

2.9 CALCULUL ARCULUI CENTRAL TIP DIAFRAGMA

Text despre arc diafragma.

Fig.2 Arc tip diafragma

(33)

7.1304.0249000
F

[daN]

Conform [2], p entru calcule se folosesc urmatoarele notatii:
 d1, d2, d3, s, H, h – dimensiunile arcului diafragma;
 1, 2, 3, 4 – pozitia reazemelor;
 z – numarul de brate;
 a – unghiul sectorului care revine unui brat ( a=3600/z);
 F – forta de ambreiere;
 Q – forta de debreiere;
468F
medM
R iMF

19
 F1, Q 1 fortele de ambreiere si debreiere ce revin unui sector al modelului
(F1=F/z, Q 1=Q/z)
(34)
250 3002469
1 M

117251M
(35)
 250 3002508
2 M

127002M

F T1

4691T
QT2

5082T
(36)

N/mm

2

Efortul maxim se compară cu limita la cuegere a materialului
N/mm320c
2
pentru OLC 55A
maxt
<

c
unde :




 skfhk
dkfE
t 3 2
1 12 max2 14




 
 3 06.1225.57.125.53.0
3003.0 25.0125.57.1 21000004
3 2
12 maxt
5.105maxt
2 1 12ddFM 
1 2 2 1 22 2ddFddQM 

20
E –modulul de elasticitate al materialului. Deoarece, de regulă, arcurile
diafragmăse confecționea ză din Oțel arc 1 (STAS 795 -71),
E = 2,1.10
6 daN/cm
2

;f –deformația arcului în dreptul diametrului d
2
; f = 1,7.h
µ- coeficientul lui Poisson.
µ= 0,25;

(37)

(38)

21 2 12 12
12
121
1
ddldddddd
k
n










2121
21216
ddldd
ddlk
n n
2503002
250 300250 300300250112
1
nlk


3.01k






2503001250300
2503006
2
n n l lk

8.112k

21

(39)

Deformatia arcului disc încarcat cu sarcina uniform distribuita pe
circumferintele de diametre d 1 si d 2 , confom [2] se face cu relatia:

(40)

Pentru forta Q, din conditia de echilibru a fortelor se obtine:
3 22 1
d dddFQ
(41)
50 250250 300469Q





 13
21
213dd
ddlk
n




2
2
1 122 14sfhfh
dkfEF




 1250300
2503003
3
nlk

06.13k




2
2 23292.825.5 92.8 25.5
3003.0 25.0192.8 21000004F
4.8599F

22

] [508daN Q

Nume Simbol Unitate de masura Dimensiunea
Diametrul exterior al diafragmei d1 [mm]
300
Diametrul de sprijin d2 [mm]
250
Diametrul mansonului de presiune d3 [mm]
60
Numarul de taieturi ale diafragmei z [-] 18
Latimea taieturii dintre lamele c [mm] 3
Grosimea arcului diafragma s [mm] 4
Sageata la platou h [mm] 5,25

2.10 CALCULUL MECANISMULUI DE ACTIONARE

În urma analizelor tehnico economice s -a ales un mecanism de acționare
mecanic datorită următoarelor avantaje:
– construcție simplă și ieftină;
– întreținere ușoară;
– reglare ușoară a jocurilor apărute în urma funcționării;
– randament ridicat;
Schema de acționare este a ambreiajului es te prezentată în fig. 2

23

Fig.3 Schema de acționare mecanică a ambreiajului.

Calculul forței de acționare al pedalei ambreiajului cu acționare mecanică

Mecanismul de actionare ales este conpusa di doa parti majore. Prina parte
este parghia pedalei cu alcatuit din pedala si reazemul acestuia.
A doua este parghia de debreere a ambreajului ce actioneaza direct asupra
arcului diafragma. Transmiterea miscarii de la pedala pana la pargia de
debreere find facut de un cablu de otel.

a b c
d

24
Raportul de transmisie al mecanismului de acționare mecanic se determină
cu relația:
t p a iii (42)
unde:
pi
– raportul de transmisie a pârghiilor de debreiere;

feip
(43)
ti
– raportul de transmisie al pedalei și furci ambreiajului;
dc
bait
(44) unde: a, b, c, d, e,f distanțele conform fig. 2

Se adoptă constructiv următoarele dimensiuni pentru mecanismul de
acționare:
a = 150 [mm]; b =30 [mm]; c =100 [mm]; d = 25 [mm]; e =50 [mm];
f =25 [mm].
22550

pp
ii

202025100
30150

tt
ii

4040 202

aa
ii

Conform [3], valorile uzuale ale rapoartelor de transmisie a mecanismului de
acționare sunt
45…30ai . După cum se observă valoarea calculată se încadrează
între limitele valorilor uzuale prevăzute de literatura de specialitate.
Randamentul m ecanismului de acționare mecanismul conform literaturi de
specialitate are valori cuprinse între
85.0…8.0a . Se adoptă
82.0a .

(45)

Forța de acționare a pedalei ambreiajului se determină cu relația:

 daN28,1426,1382,0407,13024,010354,1] [10
33
max

ppa a mp
FFdaNiRiMF 

25
Valorile recomandate de la ambreiajele de autoturisme , conform [3], sunt
pF
=10…15 [daN]. Se observă că forța la pedală F p calculată se încadrează în valorile
stabilite de literatura de specialitate.

Calculul cursei pedalei

Cursa de acționare a pedalei se determină cu relația:
 mm i i S St p f l p  ) (1
(46)
Unde:
lS
– cursa liberă a rulmentului de presiune
lS
= 2…4 [mm]
Se adoptă
lS =2.5 [mm].
Din relația (50) rezultă:

 
mm 14020)225,2(5.2

pp
SS
Valorile recomandate în literatura de specialitate pentru cursa pedalei
ambreiaju lui de autoturisme sunt
pS = 100…150 [mm]. Se observă că
pS se
încadrează în intervalul recomandat.

26

3 Diagnosticarea ambreajului

Când ambreiajul se uzează, reducerea în grosime face ca forța de strângere
exercitată de placa de presiune să scadă. Majoritatea ambreiajelor cu disc diafragmă
exercită o presiune mai mare o dată cu creșterea uzurii, datorită geometriei arcului
și a mecanismul de debreiere. Totuși, după ce discul este uzat peste o anumi tă limită,
presiunea începe să scadă, crescând riscul de alunecare sub sarcină
Atunci când un ambreiaj începe să alunece, efectul va fi simțit cel mai bine în
condiții de sarcină ridicată, ca atunci când se urcă o rampă, când se accelerează
pentru a efe ctua o depășire sau când se tractează. Cu cât ambreiajul alunecă mai
mult, cu atât se încălzește și se uzează mai tare. Acest lucr u accelerează problema și
chiar poate provoca daune volantei și plăcii de presiune.
O altă cauză a cedării premature a ambreiajului este contaminarea cu ulei de la o
garnitură uzată a arborelui cotit, de la motor, etc. Uleiul de pe fețele ambreiajului îl
va face pe acesta să alunece și să prindă neuniform. Ca rezultat, apar vibrații și
trepidații când ambreiajul este cupla t și patinări când vehiculul se află în sarcină.
Deseori, o problemă ce pare a fi de la ambreiaj nu provine de fapt de la acesta.
Modele mai noi de autovehicule au cuplare hidraulică a ambreiajului au un cilindru
principal atașat pedalei de ambreiaj și un cilindru secundar undeva în carcasa cutiei
de viteze ce acoperă discul de ambreiaj, placă de presiune și volanta. Garniturile
pistonului intern, al cilindrului principat cât și a celui secundar pot prezenta scurgeri
ce permit pierderea presiunii. Acest lucru ar putea influența buna funcționare a
ambreiajului, astfel că acesta ar putea să nu decupleze sau să cupleze prematur.
Pedala s -ar putea de asemenea să fie mai moale, cu rezistență mai mică la apăsare
decât în mod normal. Cilindrul secundar este mai predispus la scurgeri datorită
amplasării lui, mai exact în cel mai jos punct al sistemului. Rugina sau praful din
lichidului hidraulic se vor depune în cilindrul secundar provocând probleme ale
garniturilor.

27

BIBLIOGRAFIE

1. Untaru M. Calculul si constructia autovehiculelor , Editura Didactica si
Pedagogica, Bucuresti, 1986
2. Ion Tabacu – Transmisii mecanice pentru autoturisme, București, Editura
tehnică , 1999
3. Dragomir G., -Calculul si constructia autovehiculelor – Curs: Calculul si
constructia autovehiculelor, Topografia Universitatii Oradea, 2007.
4. Dragomir G., -Calculul si constructia autovehiculelor – Indrumar pentru
proiect, Topografia Universitatii Oradea, 2007.
5. Internet

28