Proiectarea Unui Sistem de Franare Pentru Puntea Fata, a Unui Autoturism cu Masa Totala Maxima Autorizata 2000 Kg Si Viteza Maxima 180 Km la Ora

Rezumatul lucrarii

Tema lucrării de finalizare a studiilor – Proiectarea unui sistem de frânare pentru puntea față, a unui autoturism cu masa totală maximă autorizată 2000 [kg] și viteza maximă 180 [km/oră]

Capitolul 1 care cuprinde Sisteme de frânare. Tipuri constructive Calculul termic al frânelor.

Capitolul 2 Sisteme de frânare. Tipuri constructive Calculul termic al frânelor

Capitolul 3 cuprinde construcția comenzilor mecanice și hidraulice pentru acționarea frânelor cu discuri și cu saboți, sistemul mecanic de acționare al frânelor unui autovehicul, sistemul hidraulic al frânelor unui autovehicul, subansamble ale sistemelor de frânare hidraulică pentru autovehicule.

Procese cinematice și dinamice în procesul de frânare a unui autovehicul, sisteme de frânare asistată prin tehnologia ABS

Capitolul 4 cuprinde calculul de proiectare pentru frâna cu disc

Capitolul 5 cuprinde proiectarea unui stand pentru testarea frânelor cu acționare hidraulică,

torsiometre având colectoare cu contacte glisante si captatori de momente de răsucire cu traductoare inductive, cu colectoare fără contacte

Capitolul 6 cuprinde norme de tehnica securității

.

CUPRINS

CAPITOLUL I……………………………………………………………………………………………………………5

Introducere………………………………………………………………………………………………………………..5

CAPITOLUL II………………………………………………………………………………………………………….10

Sisteme de frânare…………………………………………………………………………………………10

2.1. Frâne pentru autovehicule…………………………………………………………………………………..10

2.2. Frâne cu discuri pentru autovehicule…………………………………………………………………..10 2.3. Calculul și construcția frânelor cu discuri pentru autovehicule………………………………….11

2.4. Frâne cu saboți pentru autovehicule……………………………………………………………………16

2.5. Calculul termic al frânelor…………………………………………………………………………………..18

2.5.1. Calculul termic al frânelor cu discuri pentru autovehicule……………………………18

2.5.2. Calculul termic al frânelor cu discuri pentru autovehicule la frânare îndelungată…………………………………………………………………………………………………………….19

CAPITOLUL III………………………………………………………………………………………………………..23

Construcția comenzilor mecanice și hidraulice pentru acționarea frânelor cu discuri

și cu saboți…………………………………………………………………………………………………………..23

3.1. Sistemul mecanic de acționare al frânelor unui autovehicul…………………………………..23

3.2. Sistemul hidraulic al frânelor unui autovehicul……………………………………………………..24

3.3. Subansamble ale sistemelor de frânare hidraulică pentru autovehicule…………………32

3.3.1. Cilindrul hidraulic de acționare al frânelor cu saboți………………………………33

3.3.2. Pompa hidraulică centrală de acționare al frânelor unui autovehicul……….34

3.3.3. Cilindrii pneumatici de acționare a frânelor……………………………………………38

3.4. Procese cinematice și dinamice în procesul de frânare a unui autovehicul……………..41

3.5. Sisteme de frânare asistată prin tehnologia ABS………………………………………………….42

CAPITOLUL IV……………………………………………………………………………………………………..45

4.1. Calculul de proiectare pentru frâna cu disc………………………………………………………………..45

CAPITOLULV………………………………………………………………………………………………………..48

5.1. Proiectarea unui stand pentru testarea frânelor cu acționare hidraulică………………………..48

5.1.1. Torsiometre având colectoare cu contacte glisante………………………………….48

5.1.2. Captatori de momente de răsucire cu traductoare inductive, cu colectoare

fără contacte…………………………………………………………………………………………………………49

5.2. Calculul rulmenților ………………………………………………………………………………………..55

5.3. Calculul arborilor…………………………………………………………………………………………….55

5.4. Calculul momentului de torsiune rezistent în axul arborelui port-tambur rotativ………………………………………………………………………………………………………………….57

5.5. Calculul săgeții de deformație a arborelui port-tambur ………………………………………..57

CAPITOLUL VI …………………………………………………………………………………………………..59

6.1. NORME DE TEHNICA SECURITĂȚII MUNCII LA PRELUCRAREA METALELOR

PENTRU COSTRUCȚIA PUNȚII…………………………………………………………………………….59

6.2. NORME DE TEHNICA SECURITĂȚII MUNCII LA EXPLOATAREA STANDULUI PENTRU VERIFICARE FRÂNE……………………………………………………………………………………………59

BIBLIOGRAFIE…………………………………………………………………………………………………….60

CAPITOLUL I

INTRODUCERE

Eforturile depuse pentru evoluția sistemului de frânare a unui autovehicul, în ultimii ani s-au concentrat în special asupra rolului pe care îl are în sistemul de frânare în cadrul siguranței depline în circulația unui automobil. Astfel, s-a micșorat spațiul de frânare proporțional cu sarcina statică și dinamică pe punți s-a îmbunătățit manevrabilitatea și stabilitatea mișcării în timpul procesului de frânare a automobilului, prin introducerea unor sisteme și dispozitive pentru împiedecarea blocării roților în timpul frânării pe teren alunecos. Fiabilitatea sistemului de frânare s-a perfecționat foarte mult, prim introducere sesizoarelor electrice sau electronice, care sesizează nivelul lichidului de frână din rezervorul pompei centrale, de asemenea sesizarea uzurii plăcuțelor de frână, iar electronica a rezolvat sistemul antiblocaj al roților frânate pe drum alunecos.

Toate aceste elemente au adâncit deosebirile care există între sistemele de frânare pentru automobile ușoare (masa totală sub 6000 kg) și frânele cele pentru autocamioane grele și autotrenuri. În calculul sistemelor de frânare, trebuie să se respecte parametrii stabiliți atât de normele și standardele naționale, cât și de recomandările tehnice emise de C.E.E. al ONU sau comunitatea europeană.

Echipamentul de frânare al unui automobil trebuie să realizeze :

reducerea vitezei automobilului până la o valoare dorită sau până la oprire acestuia, cu o decelerație cât mai mare, dar fără să devieze de la traiectoria de mers

menținerea constantă a vitezei automobilului în cazul coborârii unor pante lungi

menținerea automobilului în staționare, pe teren orizontal sau în pante.

În cazul unor autovehicule cu mase totale mari sau destinate să lucreze în terenuri accidentate în regiuni muntoase, este necesar să fie inclus și un dispozitiv de încetinire, al cărui rol este de a menține constantă viteza la coborârea unor pante lungi și abrupte.

Creșterea continuă a intensității traficului rutier și a calităților dinamice ale automobilelor, a accentuat importanța echipamentului de frânare în asigurarea securității circulației. Într-o măsură, această creștere a parcului auto, a fost condiționată și de perfecționările intervenite în construcția echipamentelor de frânare.

Calitățile de frânare ale unui automobil, ca indici calificativi ai modului în care echipamentul de frânare își îndeplinește destinația pentru care a fost proiectat și realizat, joacă un rol important în aprecierea calităților de exploatare ale unui automobil. Preocupările intense pentru asigurarea securității circulației, sunt într-o mare măsură concentrate asupra perfecționării echipamentului de frânare.

Fig. 1. Autoturism Mercedes având toate frânele roților cu discuri

Frânele cu disc sunt cele mai folosite sisteme de frânare pentru autoturisme mici și medii (până la 3000 kg), dar sunt folosite în construcții speciale și la mijloace de transport feroviar greu (locomotive și vagoane). Pentru prima dată s-au impus frânele cu discuri, după experimentări și îmbunătățiri, în cursele de Formula 1. În prezent materialul de construcție al discurilor este aliajul pe bază de fibre de carbon. Aceste frâne cu disc, se bucură de câteva avantaje:

– simplitate relativă și o mai bună eficacitate

– evitarea fenomenului de blocaj al roții frânate

– eforturi la frânare mai mici decât la frânele cu saboți

Cuplul de frecare la frâna cu disc se realizează cu ajutorul a două plăcuțe placate cu material de fricțiune, simetrice în raport cu discul, ce acționează pe cele două fețe ale discului, solidar cu butucul, la comanda dată de cilindrii hidraulici, dispuși în etrierul solidar cu șasiul autovehiculului. Distribuția pe cele două fețe ale discului sunt considerate uniforme în cazul garniturilor noi.

Fig. 2. Suspensie față la care se observă configurația frânelor cu discuri

Fig. 3. Suspensie spate la care se observă de asemenea

configurația frânelor cu discuri

Fig. 4. Suspensie față modernă (Firma TOYOTA – Japonia), la care se observă configurația

frânelor cu discuri ventilate

Fig. 5. Reparațiile frânelor cu discuri pe standuri

Fig. 6. Punte modernă (Ford – SUA) din față prevăzută cu frâne cu discuri ventilate

CAPITOLUL II

SISTEME DE FRÂNARE

Sistemul de frânare este unul dintre cele mai importante subansamble ale automobilului. S-au făcut în ultimul timp multe experimentări cu diverse sisteme de frânare, în urma cărora s-au descoperit și aplicat la automobile. Totdeauna se caută să se mărească gradul de siguranță al pasagerilor care circulă cu automobilul, precum și altor autovehicule care circulă pe drumurile publice.

2.1. Frâne pentru autovehicule

Frânele pentru autovehicule se împart în următoarele categorii:

– frâne cu bacuri (frâne disc) care pot fi:

– deschise – închise

– frâne cu saboți

2.2. Frâne cu discuri pentru autovehicule

Frânele cu disc sunt cele mai folosite sisteme de frânare pentru autoturisme mici și medii (până la 3000 kg), dar sunt folosite în construcții speciale și la mijloace de transport feroviar greu (locomotive și vagoane). Aceste frâne cu disc, se bucură de câteva avantaje:

– simplitate relativă și o mai bună eficacitate

– evitarea fenomenului de blocaj al roții frânate

– eforturi la frânare mai mici decât la frânele cu saboți

Fig. 2.1. Principiul de funcționare a frânei cu disc acționată hidraulic

Cuplul de frecare la frâna cu disc se realizează cu ajutorul a două garnituri de fricțiune (fig. 2.1), simetrice în raport cu discul, ce acționează pe cele două fețe ale discului, solidar cu butucul, la comanda dată de cilindrii hidraulici, dispuși în etrierul solidar cu șasiul autovehiculului. Distribuția pe cele două fețe ale discului sunt considerate uniforme în cazul garniturilor noi. După rodaj însă, ca urmare a uzurii dată de componenta tangențială a interacțiunii dintre garnituri și disc, iar pe de altă parte de variație pe rază a vitezei liniare de alunecare a garniturilor pe disc, garniturile se uzează asimetric și astfel presiunile variază invers proporțional cu distanța de la centrul discului.

2.3. Calculul și construcția frânelor cu discuri pentru autovehicule

Pentru standul care va testa momente capabile de frânare, se cunosc câțiva parametrii dimensionali: diametrul mare al discului de fricțiune D = 320 [mm], diametrul interior d = 150 [mm], coeficientul de frecare la alunecare = 0,45, iar forța de presare a pistonașelor hidraulice este N = 250 [bar].

Dacă notăm cu unghiul la centru al garniturilor de fricțiune, cu ri și re razele interioară și respectiv exterioară a garniturii de fricțiune și cu rm = ½(ri + re), distanța de la centrul discului până la linia de acțiune a forței tangențiale care este dată de relația:

(2.1)

Prin înlocuirea valorilor numerice, obținem:

sau cu completarea:

(22)

care: (2.3)

Pentru construcțiile uzuale de frâne cu disc se recomandă:

k = 0,60…. 0,75

și: = 45o…50o.

Momentul de frânare realizat de frână cu disc se calculează cu relația:

(2.4)

Prin înlocuirea valorilor numerice, obținem:

; (2.5)

în care N – reprezintă reacțiunea normală a discului asupra garniturilor de fricțiune.

Valoarea forței F rezultă din condițiile de echilibru ale garniturii de fricțiune și se poate calcula în funcție de mărimea forței de apăsare P dată de cilindrii hidraulici. În (fig. 1..3 ) se arată poligoanele stării de echilibru pentru cele mai tipice construcții de frâne cu disc: a – cu disc fără servo, b – cu disc cu servo, c – cu disc cu efect tip Dunlop S.

Se definește și pentru frânele cu disc coeficientul de eficacitate, exprimat cu relația:

; (1.6)

unde

rm – raza medie de fricțiune pe disc

P – puterea motorului (P = 80 [kW])

Prin înlocuirea valorilor numerice, obținem:

(1.7)

Pentru cele trei tipuri de frâne cu disc prezentate în (fig. 2.2) corespund următoarele expresii ale coeficientului de eficacitate.

pentru figura a:

(1.8)

pentru figura b:

(1.9)

pentru figura c:

(1.10)

unde și reprezintă coeficientul de frecare respectiv unghiul de frecare dintre placa suport a garniturii și corpul cilindrului de acționare.

Se observă că,ultimele două tipuri de frâne cu disc pot asigura un anumit efect servo, care este menținut pentru valorile unghiurilor și

iau valori moderate.

Fig. 2.2. Calculul pistonului flotant al frânelor cu disc

a – cu disc fără servo, b – cu disc cu servo, c – cu disc cu efect tip Dunlop S.

Construcția etrierului trebuie să fie suficient de robustă spre a nu se deforma sensibil sub efectul unor forțe mari. Există construcții la care etrierul se montează flotant pe osie, în acest caz existând un singur cilindru de acționare, dispus pe una din fețele discului.

Dilatarea mică a discului în planul axial, permite ca jocul dintre disc și garniturile de fricțiune să fie menținut la valori mult mai mici decât la frânele cu tambur.

Fig. 2.3. Sistemul de frânare cu disc acționat hidraulic

Dimensionarea frânelor cu saboți și a frânelor cu disc se face în prealabil luând câțiva parametri constructivi din start, pornind de la soluții tehnice deja existente, verificate în exploatare. Pentru frânele cu disc, solicitările mecanice în esența lor nu sunt periculoase, dar solicitările termice sunt mult mai intense ca la frânele cu tambur, cu variații rapide în timp și cu gradienți de temperatură foarte mari.

Fig. 2.4. Modul de reglare continuă al jocului dintre garnitura

de fricțiune și discul de frână

1 – disc metalic rotativ, 2 – garnitură de fricțiune, 3 – cilindru hidraulic,

s – mărimea jocului funcțional

2.4. Frâne cu saboți pentru autovehicule

cu deplasare egală a saboților

Saboți simplex:

2 – cu deplasare independentă a saboților

Saboți duplex

Saboți duo-duplex

1 – uniservo

Saboți servo:

2 – duo servo

Aceste tipuri de frâne cu saboți sunt sintetizate în tabelul următor. Coeficientul de eficacitate al frânei cu saboți depinde de modul de amplasare și de acționare al sabotului frânei. Raportul de transmitere al frânei C, se calculează pentru frânele cu saboți, astfel:

frâna simplex:

(2.11)

frâna duplex:

(2.12)

Aceste valori ale coeficientului C sunt considerate destul de mici, de aceea s-au introdus cu precădere sisteme de ajutor la efortul de apăsare a pedalei de frână, numite sisteme servo.

frâna servo:

, (2.13)

unde R este reacțiunea dintre saboți.

Fig. 2.5. Elementele de acționare asupra saboților

cu cilindrii hidraulici, a) frâna duplex, b) frâna simplex

Elementele de acționare asupra saboților sunt cilindrii hidraulici, came ovale sau cilindrii pneumatici. Pentru mărirea durabilității acestor mecanisme exterioare (pârghii, saboți, arcuri recuperatoare, cablu frână de mână etc), trebuie să fie unse cu ulei de ungere sau vaselină.

Frânele cu tamburi și saboți sunt folosiți pe scară largă la mașini grele care circulă cu mare viteză în condiții de deplină siguranță. Autovehiculele care utilizează acest sistem de frâne sunt camioanele de cursă lungă, autobuzele, mașini agricole mobile etc

Motivul determinant pentru care se folosesc, este eficacitatea mai mare decât a frânelor cu disc.

2.5. Calculul termic al frânelor

2.5.1. Calculul termic al frânelor cu discuri pentru

autovehicule

În faza de proiectare trebuie efectuate unele calcule termice, care chir dacă nu reflectă absolut fidel fazele de încălzire a unei frâne, dar constituie un mijloc de evitare a unor neconcordanțe mari între dimensionare reală și dimensionarea impusă de rațiuni de supraîncălzire.

La frânele cu disc căldura degajată în timpul frânării este preluată în proporție de 95….99% de discul metalic (oțel).

Creșterea de temperatură pentru frâna cu tambur sau pentru frâna cu disc, la o frânare izolată de la viteza va1 până la oprire, este:

(2.12)

unde:

– reprezintă fracțiunea de energia preluată de tambur (disc),

z – numărul de roți frânate,

c8 – capacitatea calorică a tamburului (discului),

mt – este masa tamburului (discului).

ma – masa automobilului

Va – viteza automobilului

Prin înlocuirea valorilor numerice, obținem:

; (2.13)

Dacă diferența de regim termic a frânelor din față și spate este mare, relația de mai sus trebui aplicată individual pentru fiecare frână în parte.

Când numărul de frânari este foarte mare, se atinge temperatura de saturație:

(2.14)

; (2.15)

unde: – este temperatura mediului ambiant, – creșterea de temperatură dată de aportul de căldură dată de o frânare, b – coeficient ce caracterizează condițiile de răcire a frânelor, t0 – este intervalul dintre frânări.

Valoarea se poate calcula cu relația (1.13), dacă frânările se fac până la oprirea automobilului sau cu relația generală:

(2.16)

În care: reprezintă energia absorbită de frână la o singură frânare, pentru care viteza finală nu este obligatoriu să fie nulă.

; (2.17)

2.5.2. Calculul termic al frânelor cu discuri pentru

autovehicule la frânare îndelungată

În acest caz frânele cu tambur și cele cu discuri, transmit căldura degajată continuu spre exterior.

Temperatura maximă a suprafeței de frecare se calculează cu relația:

(2.18)

în care: – coeficientul de repartizare a căldurii între garnituri și tambur ori între garnituri și disc.

= 0,5 (2.16)

dacă materialele celor două elemente sunt identice.

= 1, (2.19)

dacă se consideră că garniturile de fricțiune sunt izolatoare față de transmiterea căldurii.

qo – densitatea de flux termic la începutul frânării, în [kW/cm2], cs – căldura specifică a materialului din care sunt confecționate tamburul respectiv discul, în [kJ/kgoC], va – viteza de deplasare a automobilului, în [m/s], af – accelerația frânării, în [m/s2], – difuziunea termică, în [m2/s].

; (2.20)

Densitatea fluxului de căldură qo din relația (1.15) se calculează cu relația:

, (2.21)

Rezultă:

; (2.22)

iar difuziunea termică:

, (2.23)

Rezultă:

; (2.24)

în care: – conductivitatea termică, în [W/m.oC].

Ca și în cazul frânărilor repetate, trebuie verificat dacă în condițiile de încercare prescrise de temperaturile din frâne nu ating valori mai mari 300 [oC].

Eforturile unitare dintr-un tambur de frână sau dintr-o frână cu disc, ca urmare a dilatării termice, se calculează cu relația:

, (2.25)

Rezultă:

în care:

E – este modulul lui Young pentru materialul din care este făcut tamburul sau discul, în [daN/cm2],

– coeficientul de dilatare termică, în [m / oC],

– temperatura tamburului sau a discului în [oC],

– constanta lui Poisson ( = 0,26).

S-au făcut numeroase cercetări aspra dilatărilor subansamblelor din sistemul de frânare, cum sunt tamburii din fontă pentru majoritatea frânelor de automobile și autocamioane și s-a constata că structura fontelor se modifică în sensul apariției tensiunilor interne din material, care duc la apariția crăpăturilor și fisurile interne.

Din acest motiv s-au luat următoarele măsuri:

găsirea și aplicare unor aliaje din fontă sau oțel, care să-și mențină caracteristicile mecanice și termice un timp nelimitat.

traductoare electronice de avertizare la încălzirea excesivă accidentală a sistemului de

frânare cu discuri, din cauza principală a blocării frânei.

luarea de măsuri din proiectare, care să prevadă sisteme de răcire eficientă prin ventilare sau prin aripioare de răcire a discurilor de frână etc.

Un sistem de frână, dacă are defecțiunea de încălzire excesivă, până la incandescență, poate produce grave consecințe autovehiculului, ca de exemplu:

incendiu la bord din cauza scurgerilor lichidului de frână care este inflamabil

o frână încălzită are un coeficient de frecare mult mărit (frecare prin lipire), iar

acționarea frânelor, o roată fierbinte se blochează și poate duce la grave accidente de circulație.

– la răcirea accidentală în tipul mersului (apa unei bălți) poate duce la crăparea

materialului din care este construit discul (fonta, oțelul, materiale ceramice, fibre de carbon).

Pentru evitarea unor astfel de evenimente grave, este recomandabil supradimensionarea calculelor de proiectare a unui sistem de frânare, mărit cu un coeficient de siguranță: c = (1,1……1,5).

Dacă se constată că un disc de frână se încălzește excesiv, trebuie determinată cauza defectării sistemului de frânare, care constă în blocarea pistoanelor în cilindrii respectivi, datorită apei care intră în aceste locuri.

TABEL 2.1. Materiale și caracteristici ale acestora pentru fabricare frânelor automobilelor și câțiva parametrii termici ale acestor materiale

CAPITOLUL III

CONSTRUCȚIA COMENZILOR MECANICE

ȘI HIDRAULICE PENTRU ACȚIONAREA FRÂNELOR CU DISCURI ȘI CU SABOȚI

3.1. Sistemul mecanic de acționare al frânelor unui autovehicul

Sistemul mecanic al frânelor unui automobil sunt limitate numai la acționarea frânei de mână. În (fig. 3.1 se reprezintă sistemul mecanic al acționării frânei de mână prin cablu la saboți cu frână în tambure sau la frânele cu disc, care sunt prezenți atât la frânele cu tambure, cât și la frânele cu disc. La frânele cu disc tamburul frânei de mână, face parte din corpul discului și are dimensiuni reduse. Din cauza dimensiunilor reduse ale tamburului de frână de mână, momentul capabil de frânare este relativ mic, dar suficient pentru oprirea automobilului în pantă.

Fig. 3.1. Elementele mecanice constructive ale frânei de mână

1 – maneta de frână de mână, 2 – levier de tracțiune, 3 – elemente de reglaj, 4 – tirant, 5 – subansamble de reglaj, 6 – arc recuperator, 7 – pârghie, 8 și 9 – sunt elemente de tracțiune prin cablu.

La unele utilaje cu șenile, se mai aplică frânare mecanică a roților șenilate, pentru simplitate și pentru că sunt create condiții de folosire a unor frâne cu bandă de fricțiune, care are o bună eficacitate pentru diametre mari de înfășurare a bandei de fricțiune. Alte utilaje grele precum sunt excavatoarele, draglinele, macarale grele etc, utilizează frâne mecanice servoasistate pneumatic. acționării frânei de mână prin cablu la saboți cu frână în tambure, care sunt prezenți atât la frânele cu tambure, cât și la frânele cu disc. La frânele cu disc tamburul face parte din corpul discului și are dimensiuni reduse, dar fiind frâne cu saboți au o bune eficacitate.

3.2. Sistemul hidraulic al frânelor unui autovehicul

Sistemul hidraulic al frânelor se referă la acționarea la distanță a frânelor automobilelor moderne, prin transmisii hidraulice de tip pompă hidraulică, țevi hidraulice pentru vehicularea fluidului și cilindrii hidraulic receptori, care vor dezvolta forțele necesare la frânare.

TABEL 3.1. Performanțele de frânare minime admisibile pentru diferite tipuri de automobile

În (fig. 1.7 a) se prezintă sistemul hidraulic cu dublu circuit pentru frânele cu cele patru roți echipate cu frâne cu tambure a) și automobile care sunt echipate cu frâne cu tambure și automobile care sunt echipate cu frâne disc pe roțile din față.

În (fig. 1.7 b) este reprezentat circuitele hidraulice de frânare a automobilelor moderne. Astfel, avem autovehicule cu toate roțile echipate cu frâne cu saboți și tamburi a) și frâne combinate, adică pe față frâne disc, iar pe spate frâne cu disc.

Fig. 3.2. Sistemul de frânare cu saboți și combinat de frânare cu frâne disc în față și cu frâne cu saboți în spate acționate hidraulic la autoturisme(sistem de frânare cu dublu circuit)

1 – pompă centrală, 2 – pedală, 3- circuit față, 4 – circuit spate,

5 – frână din față, 6 – frână din spate

Frânele cu disc au o bună proprietate de a nu bloca atât de repede ca frânele cu tambur și saboți roata frânată puternic, de aceea se montează aceste frâne cu saboți pe roțile din spate. Cele două cazuri de sisteme hidraulice de frânare sunt reprezentate în (fig.1.7) fără sistem servo. Sistemul servo este nelipsit la frânele de automobil modern, întrucât ușurează munca conducătorului auto la efortul de apăsare pe pedala de frânare.

Fig. 3.3. Sistem de frânare cu două circuite realizat

cu doi cilindrii de pompare

a) și o secțiune prin cilindrul hidraulic al pompei centrale b)

1 – pistonul primar, 2 – pistonul intermediar, 3,4 – garnitură etanșare, 5,6,7 – piton de gabarit al cursei pistonului, 8 – șaibă din cauciuc

O problemă majoră la folosirea frânelor cu disc este pusă în dificultate de conceperea și utilizarea frânei de mână montată pe acest tip de frână. Din acest motiv se proiectează automobile cu frâne față cu disc, iar în spate frână cu tambur, la care montarea unei frâne de mână este posibilă (fig. 3.4. b).

La unele autoturisme și care sunt din ce în ce mai numeroase, la care se folosesc cu precădere frânele cu disc, iar frâna de mână este elegant dispusă pe un tambur, care face corp comun cu discul din spatele automobilului. Frâna de mână este cu saboți, acționată prin tracțiune de regulă prin cablu multifilar, care printr-un mecanism cu pârghii sau came.

Acționarea frânelor cu saboți pentru autoturisme ușoare (până la 1000 kg), poate fi realizată fără sistem servo, care vine în ajutorul conducătorului auto facilitându-i efortul de apăsare al frânei.

Fig. 3.4. Sistemul de frânare hidraulic cu servomecanism la autoturisme

a și d cu acționare indirectă, b și c cu acționare directă

Pentru automobilele moderne se folosesc sistemele servo (fig. 1.9) în cadrul subansamblelor care alcătuiesc sistemul de frânare al unui automobil. Aceste sisteme servo sunt de mai multe tipuri:

sisteme servo cu depresiune din galeria de admisie a motorului cu ardere internă

sisteme servo cu depresiune dintr-o pompă de creare depresiune acționată de motorul cu ardere internă

sisteme servo cu presiune dintr-o pompă de creare presiune acționată de motorul cu ardere internă

Sistemul de frânare cu dublu circuit format din doi cilindrii de pompare se folosește la camioane și autobuze, dar mai puțin la autovehicule ușoare, unde este utilizată o singură pompă centrală cu două secții plasate pe lungimea cilindrului, una pentru trimitere lichid sub presiune spre spate, alta trimite lichid sub presiune spre fața automobilului (fig. 3.4. b și c).

Acești cilindrii de pompare lichid de frână sunt prevăzuți cu sisteme pneumatice servo.

Dublul circuit al sistemului hidraulic de acționare la frânele unui automobil este realizat în mai multe moduri:

sistem hidraulic cu două pompe hidraulice separate dispuse în tandem (fig. 1.10), care sunt acționate de la o singură pedală de frână amplasată în habitaclul automobilului.

sistem hidraulic cu două pistonașe hidraulice separate dispuse în același cilindru hidraulic al pompei centrale (fig. 1.10), care sunt acționate de la o singură pedală de frână amplasată în habitaclul automobilului.

Construcții moderne de rezervor de lichid, sunt prevăzute cu incinte separate pentru lichidul necesar spre spate și cel care trebuie trimis spre față, de asemenea rezervoarele de lichid sunt prevăzute cu sesizoare de nivel, care avertizează pe conducătorul auto de scăderea acestui nivel de lichid de frână.

În (fig. 3.5.) este prezentată o secțiune printr-un cilindru hidraulic al unei pompe centrale, care trimite lichid hidraulic de frână, sub presiune spre cilindrii hidraulici receptori, care la rândul lor vor acționa asupra frânelor de tipul celor cu tambur sau a celor cu disc. Împingerea pistonului hidraulic al pompei centrale este asistată de un sistem servo cu atmosferă cu presiune scăzută. Această depresiune este asigurată permanent de către galeria de admisie sau de către o pompă de depresiune acționată de motorul cu ardere internă.

Se poate trage concluzia, prin care se înțelege interzicerea opririi motorului unui automobil în timpul coborârii unei pante lungi, pentru că astfel frânele automobilului vor fi greu acționate sau chiar imposibil de acționat la autovehicule grele (autocamioane, autobuze etc.).

În (fig, 1.11) se reprezintă un sistem de frânare cu dublu circuit, cu pompa hidraulică centrală care conține două rezervoare separate pentru fiecare circuit. Acest sistem are două rezervoare de fluid hidraulic, pentru sporirea gradului de siguranță la căderea unui sistem hidraulic de pe față sau din spate, pentru că celălalt circuit hidraulic care rămâne funcțional poate să funcționeze, realizând o frânare destul de eficientă.

În (fig, 1.12) se reprezintă un sistem de frânare cu simplu circuit, cu pompa hidraulică centrală care conține numai un singur rezervor separat pentru ambele circuite.

Fig. 3.5. Servomecanism de pompare lichid de frână, acționat prin depresiune pentru amplificarea

presiunii hidraulice de fluid, montat pe pompa hidraulică centrală

1 – cilindru hidraulic, 2 – cilindru pneumatic, 3 – piston pneumatic, 4 – garnitură de etanșare, 5 – șurub, 6 – canal aer, 7 – burduf, 8 – canal, 9 – tija pedalei, 10 – garnitură compensatoare, 11 – pinten sferic, 12 – arc conic, 13 – arc conic, 14 – garnitură pâslă

Acest sistem de frânare cu simplu circuit, nu se mai folosește din motive de tehnica securității circulației pe drumurile publice.

În (fig, 3.6.) se reprezintă un subansamblu din pompa hidraulică centrală, care conține două tipuri de mecanisme de reglare a forței de frânare, pentru a se proteja sistemul hidraulic de frânare la deteriorări generate de forțe prea mari de acționare a acestora.

Fig. 3.7. Pompă hidraulică pentru frâne față-spate cu dublu circuit, având două rezervoare de lichid

1 – tija pedalei, 2 – tijă piston, 3 – piston primar, 4 – bloc de alimentare, 5 – arc, 6 – supapă de suprapresiune, 7 – manșon de protecție

Fig. 3.8. Secțiune printr-un cilindru hidraulic de frânare

al pompei centrale cu un singur circuit pentru frânele spate și față.

1- cilindru pneumatic, 2 – piston, 3 – garnitură de etanșare, 4 – porțiune cilindrică

Fig. 3.9. Schema mecanismului de reglare a forței de frânare

Construcția etrierului sau furcii frânelor cu disc, trebuie să fie suficient de robust spre a nu se deforma sensibil sub efectul unor forțe mari. Există construcții la care etrierul se montează flotant pe osie, în acest caz existând un singur cilindru de acționare, dispus pe una din fețele discului (fig. 3.9.).

Dilatarea mică a discului în planul axial, permite ca jocul dintre disc și garniturile de fricțiune, să fie menținut la valori mult mai mici decât la frânele cu tambur. O problemă majoră la folosirea frânelor cu disc este pusă în dificultate montarea și utilizarea frânei de mână montată pe acest tip de frână.

Din acest motiv se proiectează automobile cu frâne față cu disc, iar în spate frână cu tambur, la care montarea unei frâne de mână pe spate este posibilă.

La unele autoturisme și din ce în ce mai numeroase devin, se folosește cu precădere frâna cu disc, iar frâna de mână este elegant dispusă pe un tambur care face corp comun cu discul. Frâna este cu saboți dispuși într-un tambur de dimensiuni mai mici decât dimensiunea discului, acționată de regulă prin cablu multifilar.

Fig. 3.10. Fixarea subansamblelor sistemului de frânare cu disc

pentru roata directoare față

1 – butuc cu flanșă, 2 – etrier hidraulic, 3 – placă de fricțiune, 4 – bolț pentru asigurare plăcuțe, 5 – discul rotativ, 6 – flanșa discului, 7 – apărătoare pentru disc

Se observă eficacitatea slabă a frânei disc în comparație cu frânele cu tambur, adică la aceeași forță de apăsare frâna cu saboți dezvoltă un moment capabil de frecare mai mare. Este necesar pentru înlăturarea acestui neajuns, să se introducă obligatoriu un sistem servo.

Pentru ridicare gradului de eficacitate a frânei cu disc, este necesar să se folosească uneori doi cilindrii hidraulici în loc de unul, fiecare de o parte și de cealaltă a discului. Se mai poate amplifica forța de frânare la frânele cu discuri prin multiplicarea numărului de cilindrii hidraulici care vor împinge placa metalică pe care este lipită garnitura de fricțiune cu forță mult amplificată

3.3. Subansamble ale sistemelor de frânare hidraulică pentru autovehicule

Conform cu legislația circulației pe drumurile publice, autovehiculele care au o masă mai

mică de 6000 kg, trebuie să fie echipate cu un sistem de frânare cu două circuite independente. Pentru creșterea eficacității frânelor acționate hidraulic și pentru reducerea semnificativă a efortului de apăsare a pedalei de frână, este necesar introducerea unui dispozitiv de suprapunere peste efortul dezvoltat de om, a unei forțe suplimentare care prin însumare să fie suficient de mare încât frânare să fie eficientă.

Aceste două sisteme sunt unul pentru frâna de serviciu și alta pentru frâna de staționare care trebuie să acționeze asupra unei singure punți.

În continuare se prezintă unele componente ale unui sistem complet de frânare hidraulică.

3.3.1. Cilindrul hidraulic de acționare al

frânelor cu saboți

Cilindrul principal reprezintă elementul de comandă al dispozitivelor de frânare hidraulică.

Fig. 3.11. Diferiți cilindrii hidraulici receptori pentru

frânele cu saboți

Sistemele de frânare care se folosesc două metode de frânare, unul reprezentat în (fig. 3.11.a) format din sisteme de frânare cu saboți, atât la puntea din față, cât și la puntea din spate. Acest sistem este abandonat din motive de securitate la frânare, deoarece se pot produce blocaje periculoase ale roților din față, care duc la pierderea controlului direcției de mers. Sistemul de frânare b este cu discuri de frecare pe față și cu sistem de frânare cu tambure pe spate.

Frânarea cu sistem de frânare cu discuri, nu tinde deseori să blocheze roțile din față, decât atunci când coeficientul de frecare ale roților cu șoseaua este foarte mic.

La sistemele de frânare prezentate în (fig. 3.11), nu avem un sistem servovacuumatic, pentru reducerea efortului la apăsarea pedalei frânei de serviciu.

La sistemul de frânare prezentat în (fig. 3.12.), avem un sistem servovacuumatic, pentru reducerea efortului la apăsarea pedalei frânei de serviciu, care utilizează vacuumul de la galerian de admisie sau de la o pompă separată pentru crearea unui vacuum cu presiunea (pv = cca. 0,6 atm.).

Servofrânele pneumatice se utilizează la toate autoturismele moderne, pentru că aceste autovehicule sunt echipate cu un sistem de frâne din care fac parte și frânele cu disc. Frânele cu disc pot fi acționate numai cu eforturi mărite, de aceea este necesar un sistem de servo care să faciliteze apăsare pedalei de frână cu un efort diminuat. Se atrage atenția conducătorilor auto, că frâna cu servo este ineficientă la coborârea pantelor cu motorul oprit, din rațiuni de economie de carburant.

3.3.2. Pompa hidraulică centrală de acționare al

frânelor unui autovehicul

Pompa centrală de frânare este cu simplu circuit sau cu dublu circuit (atunci când frânele din față și spatele autovehiculului sunt acționate separat). Sistemul hidraulic de frânare este prezent pentru majoritatea autovehiculelor moderne, având un avantaj deosebit – acela de fiabilitate și de reducere prin proiectare diametrelor pistoanelor, a forței de apăsare a pedalei de frânare de către conducătorul auto..

La autocamioane, care au o lungime apreciabilă, transmisia presiunii lichidului hidraulic de frână se face într-un mod relativ ușor, prin conducta din oțeluri rezistente la îndoiri, vibrații sau întinderi.

Fig. 3.12. Secțiune printr-un cilindru de frână cu acționare hidraulică cu depresiune Lockheed

1 – cilindru hidraulic, 2 – incinta vacuumatică, 3 – pistonul cu depresiune, b) – fazele de funcționare pistonului cu garnitură în secțiune cu litera V

Pompa centrală de frânare este cu simplu circuit sau cu dublu circuit (frânele din fața și spatele autovehiculului sunt acționate separat).

În (fig. 3.12.) se prezintă în mod explicit patru faze de lucru la pompele hidraulice centrale cu pistonul hidraulic care trebuie să deservească două circuite separate. A se observa, că primele roți care sunt frânate relativ ușor, sunt roțile din față (a și b), după care la o apăsare mai puternică se acționează și roțile din spate (c și d).

În (fig. 3.12) se reprezintă o secțiune printr-un cilindru hidraulic și prin rezervorul cu lichid de frână al pompei centrale de frânare (sistem Bosch), în care se poate urmării funcționarea supapei de reacție în situația când pedala este neacționată (I), pedala este acționată cu un efort intermediar și menținută (II) și cazul în care pedala este apăsată la maxim (III).

În (fig. 3.13 poz. d) se reprezintă cazul în care un circuit hidraulic este scos din funcțiune în urma spargerii unei conducte de lichid de presiune ridicată, în urma acestui eveniment, un circuit (cel rămas activ), poate să activeze frâna respectivă cu bună eficacitate.

În concluzie, avem următoarele cazuri:

a) – perioada de staționare,

b) – acțiune asupra tuturor frânelor roților,

c) – acțiune frâne față,

d) – retragere pedala de acționare

Fig. 3.13. Modul de funcționare al pistoanelor principali așezați în același cilindru al pompei hidraulice centrale cu dublu circuit realizat de același grup cilindru-rezervor

a) – perioada de staționare, b) – acțiune asupra tuturor frânelor roților, c) – acțiune frâne față, d) – retragere pedala de acționare

Fig. 3.14. Servo frâne pneumatică cu acționare directă Bosch

1 – pedală, 2 – tija pedalei, 3 – pârghie, 4 – tija pistonului hidraulic, 5 – rezervor de lichid de frână

Rezolvându-se acest deziderat , se contribuie astfel la siguranța circulației pe drumurile publice.

Servofrânele pneumatice se utilizează mai mult la camioane și autobuze, la bordul cărora există o rețea de aer comprimat. Acest aer comprimat se folosește la frânarea remorcilor sau la închiderea ușilor ori la alte acționări.

În (fig. 3.13) se arată schema și modul de funcționare al unei servofrâne pneumatice Bosch, cu acționare directă, la care supapa de reacțiune are și rolul de robinet pentru comanda frânării remorcii. Se observă din figură cele trei poziții ale pedalei. În poziția a) pedala nu este acționată, în poziția b) se apasă pedala până la jumătate se acționează o frânare ușoară, iar poziția c) în care pedala este apăsată până la maxim, se produce pe lângă frânarea camionului și frânarea remorcii.

3.3.3. Cilindrii pneumatici de acționare a frânelor

Sistemele de acționare pneumatică a frânelor pentru autovehicule grele, sunt de două tipuri:

cu motoare liniare pneumatice cu membrană (fig. 3.14)

cu cilindrii pneumatici cu piston (fig. 3.15, a) și b)

Problema principală în adoptarea unui rezervor de aer comprimat la un dispozitiv de frânare dat, constă în alegerea corectă a volumului lui sau a numărului de rezervoare. În acest sens există diferite recomandări stabilite de obicei pe stare empirică, ce corelează volumul rezervorului cu volumul total al aparatelor de lucru. În tabelul 1.2. s-au dat recomandările cele mai pertinente de adoptare a rezervoarelor cu aer comprimat.

O verificare preliminară a căderii de presiune din rezervor, la o frânare se poate face considerând variația de volum corespunzătoare, ca fiind izotermă și neinfluențată de variația de temperatură, iar pe baza legii Boyle Mariotte:

(3.1)

în care: – V1 este volumul rezervorului, V2 – este volumul rezervorului plus volumele de lucru ale tuturor cilindrilor pneumatici de lucru, p1 – presiunea din rezervor înainte de frânare.

Fig. 3.15. Robinetul distribuitor de aer montat la pedala de acționare,

pentru frânele acționate pneumatic

Dacă calculat nu depășește valorile date în ultima coloană (Tabel 1.3), trebuie ales un rezervor cu o capacitate mai mică.

Robinetul distribuitor constituie aparatul de comandă principal al dispozitivelor de frânare (fig. 3.15 ).

În (fig. 1.19) este reprezentat trei poziții ale robinetului distribuitor de aer, astfel în poziția a) avem starea în care nu este deschis pentru că pedala 4 nu a fost apăsată, în poziția b) avem o apăsare a pedalei 4 până într-o poziție intermediară și c) este pentru apăsarea totală a pedalei de frână, în care se deschide supapa disc 3 pentru alimentare cu aer sub presiune a cilindrului receptor care va acționa frâna pe roțile respective.

În cilindrii de frână receptori se stabilește o presiune proporțională cu gradul de apăsare a pedalei 4.

Pentru cilindrul pneumatic prezentat în (fig. 3.16. a) acțiunea aerului sub presiune împinge pistonul cilindrului realizând forța de frânare:

[N] (3.2)

Iar la revenire acționează arcul recuperator.

Fig. 3.16. Cilindru receptor de frâne pneumatice cu

acționare directă (Bosch)

a) – motor pneumatic liniar cu dublă acțiune, b) – motor pneumatic liniar cu simplă acțiune

1 – capac, 2 –piston, 3 –garnitură de etanșare, 4 – tija motorului pneumatic, 5 – arc recuperator

unde:

Dcil – este diametrul interior al cilindrului pneumatic în [cm]

P – presiunea aerului din cilindru în timpul acționării frânei

Arcul de recuperare nu este montat în interiorul cilindrului, dar este prezent la unul din mecanismele exterioare.

Sistemul de acționare a frânelor utilizând motoare pneumatice liniare cu burduf (fig. 3.17), se folosește cu precădere la autocamioane grele, la sistemele de manevrare a macaralelor de port

Fig. 3.17. Burduf cu membrană acționat pneumatic pentru sisteme de

frâne pneumatice cu acționare directă a) și diagrama forței pentru două presiuni de lucru

1 – capac, 2 – membrană, 3 – disc mobil, 4 – tija motorului pneumatic, 5 – arc recuperator

maritim și fluvial etc. Se remarcă câteva avantaje ale sistemelor cu burduf și membrană

simplitate în construcție și funcționare

dezvoltă forțe mari față de gabaritul acestora, care se determină cu relația:

[N] (3.3)

la funcționarea burdufului cu membrană nu este necesară ungerea pistonului

– retragerea membranei după cursa directă se face simplu printr-un arc în stare uscată

– numărul elementelor constructive sunt puține, corp, capac, tija cu șaibe și membrană,

precum și un arc recuperator.

3.4. Procese cinematice și dinamice în

procesul de frânare a unui autovehicul

În (fig. 1.22) este reprezentată corelația parametrilor cinematici la acționarea frânelor de către conducătorul auto. Sunt corelate viteza automobilului Va cu viteza periferică a roților Vr, în care sunt analizate cazurile în care apare patinarea roților la frânarea bruscă.

Acest eveniment nedorit al conducătorului auto, se întâmplă la o aderență diminuată de condiții de ploaie sau mâzgă, polei etc. vom vedea în continuare că prin tehnica electronică s-a ajuns la un sistem de asistare permanentă situației de oprire a roții frânate.

Fig. 3.18. Variația parametrilor procesului de oprire a unui autovehicul în timpul

frânării, VA – viteza automobilului, VR – viteza periferică a roții frânate

Trebuie să mai amintim pe lângă sistemele de frânare, că se mai folosesc și unele sisteme simplificate de încetinire a unui automobil bazat pe obturarea gazelor evacuate din motor, iar efortul de evacuare forțată produce un moment rezistent în arborele cotit al motorului de automobil, viteza roții (periferice), decelerația, coeficientul de frecare la rularea pe anumite acostamente.

3.5. Sisteme de frânare asistată prin

tehnologia ABS

Frânarea bruscă duce la oprirea din rotație a roții frânate, care este un fenomen deosebit de dăunător și periculos în siguranța circulației. S-au dezvoltat următoarele sisteme de ABS

(anti blocking sistem);

Un circuit electronic intră în acțiune la comanda traductorului care sesizează tendința de oprire din rotație a roții frânate și eliberează progresiv fără să permită rotația continuă a roții frânate, de aceea efortul de acționare al frânei este controlat prin asistență mecano–electronică. Pentru noile și modernele autoturisme, acest sistem suplimentar din subansamblele frânei pentru toate cele patru roți, este nelipsit în livrare pe piață.

Fig. 3.19. Comparația spațiilor de frânare pentru diferite

procedee de frânare

Va – viteza automobilului, R – raza de curbură a traiectoriei automobilului

În acel moment un circuit electronic intră în acțiune și eliberează câte puțin efortul de acționare al frânei. Pentru noile și modernele autoturisme, acest sistem suplimentar din subansamblele frânei este montat pentru autovehiculele ușoare, medii și grele, așa cum sunt autocamioanele, autobuzele, autotractoarele etc.

Fig. 3.20. Variația parametrilor de frânare în cazul utilizării sistemului ABS

Se poate afirma că datorită folosirii sistemului ABS în sistemul de frânare, s-au salvat mii de vieți din rândul participanților la traficul șoselelor.

CAPITOLUL IV

4.1. CALCULUL DE PROIECTARE PENTRU FRÂNA CU DISC

La calculul frânelor cu disc deschise se pleacă de la ipoteza că presiunea exercitată asupra garniturii de fricțiune este uniformă. În (fig. 1.28) se reprezintă schema forțelor care solicită frâna cu disc de tip deschisă și principalii parametrii geometrici. Ținând seama de definiția raportului de transmitere interior al frânelor, rezultă:

(4.1)

În mod corespunzător sensibilitatea frânei se obține, conform definiției, prin derivarea raportului de transmitere C în raport cu coeficientul de frecare, adică:

(4.2)

Comparând sensibilitatea frânei cu disc cu frâna cu saboți, se observă că frâna cu saboți este mai sensibilă, pentru că valoarea sensibilității are o lege de variație hiperbolică.

Pentru calcule orientative, momentul de frecare al frânei rezultă din relația:

(4.3)

în care: – este unghiul central în care se încadrează garnitura de fricțiune. De regulă, . Valorile pentru produsul se pot lua mai mari, comparativ cu frânele cu saboți, întrucât repartizarea presiunii pe garniturile de fricțiune este uniformă. Pentru frâne cu disc:

= 30 [daN/cm2], (4.4)

Din (fig. 1.29) rezultă schema de calcul pentru frâna cu disc cu sevo pneumatic, având subansamblele închise. Această frână nu se utilizează în ultimul timp la autovehicule, pentru că are tendința de a se bloca la apăsarea energică a pedalei de frână..

Raportul de transmitere al frânei cu disc de tip închis se calculează cu relația:

(4.5)

După cum se observă din relație, valoarea C depinde sensibil de valoarea unghiului . Pentru:

(4.6)

Rezultă o creștere pronunțată a coeficientului C, care crește spre . Acest fenomen duce la blocarea frânei și trebuie evitat.

La calculul frânelor cu disc deschise se pleacă de la ipoteza că presiunea exercitată asupra garniturii de fricțiune este uniformă. În (fig. 1.28) se reprezintă schema forțelor care solicită frâna cu disc de tip deschisă și principalii parametrii geometrici. Ținând seama de definiția raportului de transmitere interior al frânelor, rezultă:

Fig. 1.28. Schemă de calul pentru frâna cu disc

(4.7)

În mod corespunzător sensibilitatea frânei se obține, conform definiției, prin derivarea raportului de transmitere C în raport cu coeficientul de frecare, adică:

(4.8)

Comparând sensibilitatea frânei cu disc cu frâna cu saboți, se observă că frâna cu saboți este mai sensibilă, pentru că valoarea sensibilității are o lege de variație hiperbolică.

Pentru calcule orientative, momentul de frecare al frânei rezultă din relația:

(4.9)

în care: – este unghiul central în care se încadrează garnitura de fricțiune. De regulă, . Valorile pentru produsul se pot lua mai mari, comparativ cu frânele cu saboți, întrucât repartizarea presiunii pe garniturile de fricțiune este uniformă. Pentru frâne cu disc:

= 30 [daN/cm2], (4.10)

Din (fig. 1.29) rezultă schema de calcul pentru frâna cu disc cu sevo pneumatic, având subansamblele închise. Această frână nu se utilizează în ultimul timp la autovehicule, pentru că are tendința de a se bloca la apăsarea energică a pedalei de frână..

Raportul de transmitere al frânei cu disc de tip închis se calculează cu relația:

(4.11)

După cum se observă din relație, valoarea C depinde sensibil de valoarea unghiului . Pentru:

(4.12)

Rezultă o creștere pronunțată a coeficientului C, care crește spre . Acest fenomen duce la blocarea frânei și trebuie evitat.

CAPITOLULV

5.1. PROIECTAREA UNUI STAND PENTRU TESTAREA FRÂNELOR

CU ACȚIONARE HIDRAULICĂ

Principiul de funcționare a unui stand pentru testarea momentului de frânare capabil la o roată de suspensie Mcap, este prezentat în (fig. 2.1) și folosește un sistem de antrenare cu doi tamburi cilindrici, având o suprafață rugoasă, care antrenează cu mare aderență pe suprafața de rulare a roții pentru care se face testul capabil al frânelor vehiculului, care își verifică sistemul de frânare. Acești tamburi trebuie să aibă o turație în același sens, de aceea s-a introdus o roată dințată pasivă 4, care schimbă sensul de rotație al roții dințate 2, de pe axul tamburului al doilea. Momentul de frecare maxim capabil al roții autovehiculului, este determinat pe cale electrică, prin etalonarea unui instrument traductor de moment pentru arbori aflați în mișcarea de rotație, realizat de firma germană VIBRO-METER în game foarte largi de funcționare, care va determina cu eroare de maximum 0,5 % ,momentul rezistent al unei roți aflate în stare de frânare progresivă Mrez, adică [N.m].

În continuare se prezintă câteva metode pentru determinarea momentului din arbori aflați în mișcarea de rotație.

Subansamblul de acționare a mișcării de rotație a tamburilor, care antrenează în mișcarea de rotație roțile autovehiculului, este alcătuit dintr-un motor electric de curent alternativ trifazat cu puterea de 2,5 [kW], având turația de 1500 [rot/min].

Motorul electric cu flanșă este montat pe reductorul 5, care are două trepte de turație, o treaptă arbore melcat-roată melcată cu raportul de reducere i1 = 1: 30 și a doua treaptă cu roți dințate cilindrice cu dinți înclinați cu raportul de reducere i2 = 1 : 3. În total raportul de reducere se calculează cu relația:

Itot = i1 . i2 = 1/30 . 1/3 = 1/90

b) Se măsoară deformația locală a arborelui sub acțiunea momentului de răsucire. Prin aplicarea unor traductoare rezistive pe suprafața arborilor se poate determina prin valori electrice, momentul de răsucire Mt.

5.1.1. Torsiometre având colectoare cu contacte glisante

Posibilitatea de culegere a momentului dint-un arbore aflat în mișcarea de rotație este prezentată în (fig. 5.1), care se folosește pentru determinări permanente și de lungă durată. Calitatea contactului influențează foarte mult calitatea măsurătorilor și aceasta depinde de materialul inelului colector și a periuțelor de contact rotativ.

Materiale utilizate pentru fabricarea acestor elemente sunt:

inel de alamă cu perii de cupru grafitat (pentru presiuni de 8…9 daN/cm2)

inel de argint (sau argintat) cu perii de argint grafitat (pentru presiuni de 1,4…2,1 daN/cm2)

5.1.2. Captatori de momente de răsucire cu traductoare inductive, cu colectoare fără contacte

Fig. 5.1. Schema constructivă (a) și schema electrică (b)

a unui colector glisant (Hewlett-Packard

Colectoarele cu contacte glisante funcționează stabil până la viteze periferice de 10…20 [m/s].

Dezavantajele acestei metode de captare a momentului de torsiune axial dintr-un arbore aflat în mișcarea de rotație, sunt curenții electrici de valori foarte reduse, care sunt puternic influențați de rezistențele de contact dintre periile colectoare și inelele rotative cu turații ridicate.

Pentru turații joase și pentru studii de laborator, datorită prețului de cost scăzut, se utilizează cu succes, pentru contacte trebuie folosite metale conductore care nu se oxidează, exemplu argintul.

Captatori de momente de răsucire cu traductoare inductive , cu colectoare fără contacte, prezintă comparativ cu coptorii cu traductoare rezistive și colectoare cu contacte inelare, avantajul unei sensibilități mai mari și eliminarea rezistențelor datorate rezistențelor de contact.

Se utilizează de obicei traductoare inductive diferențiale cu miez mobil sau cu armătură mobilă.

În (fig. 5.2) se reprezintă construcția unui captor de moment într-un arbore rotativ. Captorul este un subansamblu independent cu un corp unitar, în care avem un arbore de intrare într-o parte, iar în partea opusă arborele de ieșire.

Inductivitatea bobinelor variază cu deformația elementului elastic (arborele 1). Cele două traductoare diferențiale sunt montate la 1800, unul față de celălalt și se conectează în punte (fig. 5.2), asigură o sensibilitate maximă și compensarea atât a efectelor variației de temperatură, cât și a solicitărilor la încovoiere la care aste supus arborele.

Drept colectoare se folosesc două transformatoare 4 și 5, având fiecare bobinajele fiecare montate pe arborele 1, deci în mișcarea de rotație, iar cel de-al doilea bobinaj este montat pe carcasa fixă a colectorului.

Principiul de funcționare și construcția captorului prezentat în (fig. 2.5) este de tipul celor fabricate de corporația Vibro-Meter, în game foarte largi de lucru, astfel:

– momente de torsiune determinate 0,1…..1000 [daN.m]

– turații 500…10 000 [rot/min]

– erori de măsurare 0,5…1,0 [ %]

– diametre de montaj și de măsurat 10….100 [mm]

Din tehnica traductoarelor cu inducție electromagnetică, frecvența tensiunilor secundare dintr-un transformator, nu sunt influențate de turație. Tensiunea de alimentare a bobinelor cu frecvență ridicată de valori (500…1500) [Hz] este asigurată de un generator electronic de frecvență variabilă, având circuite bazate pe dispozitive de putere, cum sunt tiristoarele, triacii, diodele etc, pentru a se obține valori ale semnalelor din circuitele de amplificare din torsiometru cât mai ridicate, care nu vor introduce erori distorsionante, date de amplificarea unor mărimi electrice slabe, ci cu mărimi de curent și tensiuni mai mari.

b

Fig. 5.2. Captor de momente de răsucire cu traductoare inductive diferențiale cu miez mobil

1 – arborele rotativ cu moment de torsiune axial, 2 – miez metalic, 3 – brațe care sprijină pe arbore, 4 – bobine fixe porțiune ieșire, 5 – bobine fixe porțiune intrare

Valoarea și frecvența tensiunilor secundare, fiindcă nu sunt influențate de turație este un avantaj tehnic știut din tehnica electrotehnică și electronică. Este necesară o tensiune de alimentare a bobinelor cu frecvență ridicată față de frecvența rețelei de 220 V, adică 50 Hz, pentru a se obține valori ale semnalelor culese din torsiometru cât mai aproape de valorile reale, cu mărimi de curent și tensiuni mai mari.

Alimentarea punții se face de la un generator de tensiune alternativă cu frecvența de 50 [Hz] sau mai mare după dimensiunea arborelui sau a momentului transmis prin arbore, prin transformatorul 4, iar tensiunea de ieșire din punte este transmisă prin generatorul 5 la amplificator și în continuare spre un instrument analog rotativ, etalonat unități de măsură a momentului [daN.m].

În (fig. 5.2) este prezentat torsiometrul cu traductor inductiv cu armătură mobilă. Spre deosebire de torsiometrul precedent din (fig. 5.3), acesta necesită folosirea colectorului cu contacte

Alimentarea punții se face de la un generator de tensiune alternativă cu frecvența de 50 [Hz] sau mai mare după dimensiunea arborelui sau a momentului transmis prin arbore, prin transformatorul 4, iar tensiunea de ieșire din punte este transmisă prin generator la amplificator și în continuare spre un instrument analog rotativ, etalonat unități de măsură a momentului [daN.m].

Fig. 5.3. Captor de momente de răsucire cu armătură mobilă

1 – corp fixat pe porțiunea intrare, 2 – 1 – corp fixat pe porțiunea ieșire, 3 – bobine, 4 – armătură metalică montată pe corpul de intrare

În (fig. 5.3) este prezentat torsiometrul cu traductor inductiv cu armătură mobilă. Spre deosebire de torsiometrul precedent din (fig. 5.3), acesta necesită folosirea colectorului cu contacte.

Alimentarea punții se face de la un generator de tensiune alternativă cu frecvența de 50 [Hz] sau mai mare după dimensiunea arborelui sau a momentului transmis prin arbore, prin transformatorul 4, iar tensiunea de ieșire din punte este transmisă prin generatorul 5 la amplificator și în continuare spre un instrument analog rotativ, etalonat unități de măsură a momentului [daN.m].

Locul de montaj al torsiometrului adoptat al firmei Vibro-Meter, prezentat în (fig. 5.4) este la ieșirea din reductorul cu două trepte de turație, conform cu (fig. 5.4).

Fig. 5.4. Principiul de funcționare a standului de testat frânele autovehiculului

1 – automobil așezat pe standul de teste ale frânelor, 2 – roata automobilului a cărei frână se testează. 3 – tambure rotativi, 4 – angrenaj exterior pentru antrenarea în rotație a tamburelor,

5 – reductor cu două trepte, una cilindrică și final melcată.

Cu acest raport de reducere a turației motorului electric de la 1500 [rot/min], se ajunge la turația de ieșire al arborelui reductorului:

(5.1)

Fig. 5.5. Vedere a standului pentru încercarea frânelor în care se observă montarea

Torsiometrului pentru determinarea momentului capabil de frânare

1 – cuplajele torsiometrului pe arborii ce vor transmite momentul capabil de frânare, 2 – torsiometrul inductiv Vibro-Meter, 3 – roți dințate pentru antrenarea tamburilor în mișcarea de rotație, 4 – cilindrii rotativi pentru antrenarea roților cu frânele ce se vor testa, 5 – lagăre de rostogolire (rulmenți), – arbori ce fac legătura între cele două secții de testare frâne.

Motorul electric de curent electric trifazat are următorii parametrii constructivi:

tensiunea de alimentare U = 220 [V]

frecvența rețelei (40…60) [Hz]

construcția motorului stator bobinat de forță și rotor în scurt circuit(motor electric de curent alternativ trifazat).

puterea motorului PME = 5 [kW].

5.2. Calculul rulmenților

Rulmenții adoptați pentru sprijinirea arborilor coaxiali cu cei doi tamburi, sunt rulmenții cu bile. Acești rulmenți preiau foarte bine sarcini radiale și totodată sunt ieftini și ușor de montat. Rulmenții se aleg din cataloage de rulmenți (STAS), în funcție de capacitatea de încărcare dinamică. Dependența dintre capacitatea de încărcare dinamică și durata de funcționare este dată de formula de calcul:

(5.2)

în care: D – durata de funcționare în milioane de turații.

Pentru standul de testat frânele automobilului proiectat D = 103 [milioane de rotații], Q – sarcina echivalentă în [N]. Pentru standul proiectat Q = 50.000 [N], C – capacitatea de încărcare dinamică în [N]. p – exponent ce depinde de tipul rulmentului(p = 3 pentru rulmenții cu bile, p = 3,3 pentru rulmenții cu role conice).

Pentru standul proiectat, rezultă:

(5.3)

Durabilitatea rulmentului se determină cu relația:

(5.4)

în care: Dh – durata de funcționare în [ore]. Pentru standul proiectat Dh = 10.000 [ore]. n – turația inelului interior al rulmentului în [rot/min]. Pentru standul proiectat n = 200 [rot/min]. Cu aceste valori se obține:

(5.5)

5.3. Calculul arborilor

Arborii celor douăroți sunt supuși la eforturi de torsiune. Efortul unitar de torsiune se determină cu relația:

(5.6)

unde: XR este reacțiunea din rulmentul de sprijin în [N], pentru standul proiectat XR = 50000 [N], – rd este brațul forței XR, iar pentru standul proiectat rd = 100 [mm], – d diametrul arborelui în secțiunea cea mai mică, pentru axul rolelor de la standul proiectat d = 60 [mm]. Prin înlocuirea valorilor numerice se obține:

(5.7)

Valoarea efortului unitar la torsiune, este mai mic decât efortul admisibil la torsiune:

= 250 [daN/mm2]

Fig. 5.6. Schema de calcul a momentului de încovoiere

al arborelui

Semnificația notațiilor din figură sunt: Mc – momentul dat de reductorul de acționare al rolelor standului, MB – este momentul de frânare variabil al roților de automobil, R – forța de apăsare a greutății automobilului, iar a și b sunt dimensiuni liniare. Reacțiunile din rulmenții de sprijin sunt date de relațiile:

(5.8)

(5.9)

(5.10)

(5.11)

5.4. Calculul momentului de torsiune rezistent în axul arborelui port-tambur rotativ

Relația de calcul a momentului de torsiune din axa arborelui port-tamburi este:

(5.12)

unde:

– forța principală de apăsare dată de greutatea automobilului.

– diametrul tamburului.

Prin înlocuire obținem:

(5.13)

5.5. Calculul săgeții de deformație a arborelui port-tambur

(5.14)

unde:

– forța principală de apăsare

f – săgeata de deformație a arborelui port-tambur

l – lungimea în consolă a arborelui port-tambur

l = 150 (mm)

E – modulul de elasticitate al materialului din care este făcut arborele port-tambur

(5.15)

I – momentul de inerție geometric a secțiunii arborelui port-tambur

Prin înlocuire obținem:

(5.16)

Dacă se consideră și acțiunea forței , adică forța dată de deformația unghiului de direcție dreaptă a roții automobilului, rezultă:

(5.17)

sau prin înlocuire:

iar săgeata va fi:

(5.18)

CAPITOLUL VI

6.1. NORME DE TEHNICA SECURITĂȚII MUNCII LA PRELUCRAREA METALELOR

PENTRU COSTRUCȚIA PUNȚII

La prelucrarea tehnologică pe mașini-unelte clasice, dar cu câteva zone de lucru în care pot avea loc producerea accidentelor, se impun următoarele norme de tehnica securitate muncii:

1 – Folosirea sculelor adecvate din categoria celor STAS, precum și cele – prescrise de proiectantul procesului tehnologic. Astfel sculele mașinilor-unelte) sunt montate în arborii principali ai capetelor de tip agregat, cu care este prevăzută mașina-unealtă. Nu se vor depăși parametrii tehnologici de așchiere, cum sunt: viteza de așchiere, turația sculei, avansul de așchiere sau adâncimea de așchiere prescrise și calculate.

2 – Folosirea dispozitivelor adecvate și sigure în prelucrarea operațiilor necesare pentru obținerea produsului final semicuplaj.

Fixarea sigură a dispozitivului pe masa mașinii-unelte, prin centrarea precisă stabilită inițial. Semifabricatele care se vor monta în dispozitiv, vor fi centrate și orientate conform cu planul tehnologic. Strângerea semifabricatelor în dispozitiv cu ajutorul mecanismelor, care asigură forțele de strângere, se vor face prin folosirea uneltelor de tip chei dinamometrice, fără să prezinte defecțiuni periculoase pentru întrebuințarea sigură a acestora. Se vor respecta prescripțiile prevăzute de proiectantul procesului tehnologic cu privire la momentele maxime de strângere a mecanismelor cu șurub de forță sau cu excentric.

6.2. NORME DE TEHNICA SECURITĂȚII MUNCII LA EXPLOATAREA STANDULUI PENTRU VERIFICARE FRÂNE

La exploatarea standului pentru verificarea frânelor, se vor respecta toate normele de tehnica securității muncii, cum sunt:

– îndepărtarea tuturor persoanelor din apropierea tamburilor rotativi în timpul efectuării testelor de frână.

– nu se va depăși momentul maxim de fricțiune calculat din proiectare, pentru a nu se produce avarii sau chiar accidente la locul de muncă.

– deservirea locului de comandă a instalației de testare numai de către personalul avizat. – se vor face instructaje periodice de prelucrare a normelor de tehnica securității muncii la deservirea locului de muncă.

BIBLIOGRAFIE

[1] Analysis and Forecast of the Performance and Cost of Conventional and Electric –Vehicles, Consultant Report, March 2012.

[2] A. CHIȘIU, ș. a. – Organe de mașini – Editura didactică și pedagogică – București 1992.

[2] DUDIȚĂ, F. – Transmisii ale automobilelor – Editura tehnică, București, 1986.

[3] DUDIȚĂ, F. – Cuplaje mobile homocinetice, Editura tehnică – București, 1997

[4] ȘTEFĂNUȚĂ E. – Tehnologia sculelor așchietoare – Editura tehnică – București , 1987

[5] FRATILA Gh.ș.a. – Construcția și calculul automobilelor, Ed. Didactică și pedagogică, București, 1988.

[6] H. STEEDS – Mechanics of Road Vehicles – London Hilfe Books, Ltd. 1978

[7] HELLMAN K., PERALTA M., PIOTROWSKI G., Evolution of a Automobile Systems (THS), EPA Technical Report, 1998

[8] IANCU GHE – Suspensii de automobile– Editura tehnică, București, 1995

[9] I. DRĂGHICI – Suspensii și amortizoare – Editura didactică și pedagogică – București 2002.

[10] I. DRĂGHICI – Calculul și construcția cuplajelor cu fricțiune – Editura didactică și pedagogică – București 1998.

[11] JUNG K., LEE H. – Dynamic Characteristics of CVT Electro Hydraulic control Valves Including Shift Dynamic, FISITA Wold Automotive Congress, June 12 – 15, Seoul – Korea.

[12] LEIBNER H. – Antiblockier-sistems (ABS) fur PKW, Technische Berichte , Munchen, 2003.

[13] M. UNTARU ș.a. – Calculul și construcția automobilelor, Editura Didactică și Pedagogică – București , 1982