Autoturisme Mpv ( Multipurpose Vehicle )
CUPRINS
1. Alegerea și studierea modelelor similare. Analiza particularităților constructive și a principalilor parametric dimensionali, masici, energetici 4
1.1 Justificarea alegerii modelelor similare 4
1.2 Analiza modelelor similare după criterii constructive 7
1.2.1 Analiza parametrilor dimensionali 8 1.2.2 Analiza parametrilor masici 11
1.2.3 Analiza parametrilor energetici 13
1.2.2 Analiza frânelor față /spate 15
Bibliografie 18
2. Determinarea mărimilor caracteristice ale autovehiculului care sunt necesare la proiectarea sistemului de frânare. Schița de organizare generală 19
2.1 Stabilirea parametrilor dimensionali și masici ai autovehiculului ce urmează a fi proiectat 19
2.2 Determinarea formei și dimensiunilor spațiului pentru postul de
conducere 19
2.3 Determinarea poziției centrului de greutate și a încărcăturilor la punți 23
2.3.1 Determinarea centrului de greutate al autoturismului 23
2.3.2 Întocmirea schiței de organizare generală a automobilului 24
2.3.3 Determinarea poziției centrului de greutate al caroseriei și a celorlalte subansambluri 26 2.3.4 Determinarea încărcărilor la punți 29
2.4 Alegerea anvelopelor și a jantelor 30
2.5 Verificarea capacității de trecere a autovehiculului 33
Bibliografie 35
3. Studiul tehnic și economic al soluțiilor posibile pentru sistemul de frânare. Analiza detaliată a mai multor variante și definitivarea soluției tehnice de concepție propusă pentru proiectare 36
3.1 Rolul sistemului de frânare 36
3.2 Componența și clasificarea sistemelor de frânare 36
3.2.1 Dispozitivul de frânare 36
3.2.1.1 După utilizare 37
3.2.1.2 După particularitățile constructive 37
3.2.1.3 După locul de dispunere a mecanismului de frânare 37
3.2.1.4 După tipul transmisiei 37
3.2.1.5 După sursa de energie utilizată pentru acționarea frânelor 38
3.2.1.6 După numărul de circuite 38
3.2.2 Dispozitivul de încetinire 39
3.3 Condițiile funcționale și constructive impuse sistemelor de frânare 39
3.4 Mecanisme de acționare 40
3.4.1 Frâne cu disc. 40
3.4.1.1 Clasificare 40
3.4.1.2 Avantaje și dezavantaje 40
3.4.2 Construcția frânelor de tip deschis 41
3.4.2.1 Dupa constructia discului 41
3.4.2.2 După construcția și funcționarea etrierului 42
3.4.3 Construcția frânelor cu disc de tip închis 44
3.5 Transmisia sistemului de frânare 44
3.5.1 Rol, condiții impuse și parametri caracteristici 44
3.5.2 Construcția transmisiei hidraulice 45
3.6 Etrierul 46
3.7 Definitivarea soluției tehnice alese 49
3.8 Lichidul de frână 49
3.9 Sisteme de siguranță activă 50
3.9.1 ABS -sistemul anti- blocare a roților 50
3.9.2 Sisteme auxiliare de sporire a siguranței active 52
Bibliografie 54
4. Proiectarea generală a sistemului de frânare pentru automobilul proiectat. Precizări privind diagnosticarea și mentenanța sistemului de frânare 55
4.1 Determinarea forțelor și momentelor de frânare la punțile autovehiculului 55
4.2 Influența repartiției forțelor de frânare la punți asupra parametrilor capacității de frânare 61
4.2.1 Determinarea parabolei ideale de frânare 64
4.3 Verificarea frânelor la solicitările mecanice și termice 66
4.3.1 Verificarea solicitărilor mecanice ale frânelor 67
4.3.1.1 Presiunea pe suprafața de fricțiune 68
4.3.1.2 Lucrul mecanic specific de frecare 68
4.3.1.3 Puterea specifică de frânare 70
4.3.1.4 Încărcarea specifică de fricțiune 71
4.3.2 Calculul termic al frânelor 71
4.3.2.1 Calculul termic al frânelor la frânarea intensivă 72
4.3.2.2 Calculul termic al frânelor în cazul frânării îndelungate 73
4.3.2.3 Calculul termic al frânelor în cazul frânărilor repetate 75
4.4 Calculul transmisiei sistemului de frânare 77
4.4.1 Diametrul cilindrului receptor se determină cu relația 77
4.4.2 Forța la pedală 78
4.4.3 Cursa totală a pedalei 81
4.5 Mentenanta preventivă a subansamblului frână față 82
4.5.1 Discul de frână 82
4.5.1.1 Modificarea stării tehnice 82
4.5.1.2 Verificări 83
4.5.1.3 Reglaje 83
4.5.1.4 Întreținere 83
4.5.2 Plăcuțele de frână 83
4.5.3 Etrierul de frână 83
4.5.3.1 Modificarea stării tehnice 84
4.5.3.2 Verificări 84
4.5.3.3 Reglaje 84
4.6 Mentenanța altor elemenete din transmisia hidraulică a sistemului de frânare 84
4.6.1 Servomecanismul vacuumatic 84
4.6.1.1 Verificări 84
4.6.2 Conducte și racorduri 85
4.6.2.1 Verificări 85
4.7 Diagnosticarea sistemului de frânare folosind standul cu rulouri 85
Bibliografie 89
5. Proiectarea discului și a etrierului de frână din componența subansamblului frână față. Alegerea materialului, stabilirea preciziei dimensionale, a calității suprafețelor și a tratamentelor termochimice 90
5.1 Rolul funcțional al discului de frână 90
5.1.1 Dimensionarea generală a discului de frână 90
5.1.2 Condițiile dimensionale impuse discului 92
5.1.3 Stabilirea succesiunii operațiilor de obținere a piesei semifabricat și a piesei finite 92
5.1.3.1 Turnarea 93
5.1.3.2 Deformarea plastică 93
5.1.4 Precizarea jocurilor fundamentale și a modalităților de reglare 93
5.2 Rolul funcțional al etrierului 94
5.2.1 Condițiile tehnice impuse 95
5.2.2 Alegerea materialului 95
5.3 Procesul tehnologic de montare și demontare a discului de frână 96
5.4 Procesul tehnologic de montare și demontare a etrierului 97
5.4.1 Demontarea 97
5.4.2 Montarea 98
5.5 Fișa film a tehnologiei de fabricare a discului 98
Bibliografie 102
CAPITOLUL I
Alegerea și studierea modelelor similare. Analiza particularităților constructive și a principalilor parametric dimensionali, masici, energetici
1.1 Justificarea alegerii modelelor similare
Conform temei de proiect modelele similare trebuie să fie autoturisme MPV (multipurpose vehicle).
Un monovolum este un tip de automobil cu o formă similară unui microbuz diferența că este destinat uzului personal. Monovolumele sunt mai înalte decât berline, hatchback-urile sau break-urile și sunt proiectate pentru un spațiu interior maxim.
Monovolumele au în general o înălțime între 1500 și 1800 mm, cu aproximativ 200mm mai mult decât berlinele, hatchback-urile și break-urile. Motorul este montat foarte aproape de partea din față a mașinii, iar elementele sale sunt, în general, grupate mai pe înălțime decât la alte automobile pentru a minimiza lungimea.
Monovolumele mai mari au în general 3 rânduri de scaune, cu două sau trei locuri fiecare, 2-3-3, 2-2-3 sau 2-3-3 (din față spre spate) sunt cele mai comune configurații ale locurilor. Monovolumele mai mici au în general două rânduri de scaune, în configurația 2-3. În general monovolumele permit mutarea, rabatarea sau demontarea scaunelor pentru a face mai mult loc pasagerilor sau încărcăturii, în funcție de necesități.
În 1996, odată cu lansarea Renault Scenic a început un curent de dezvoltare a monovolumelor compacte. Acestea erau mașini înalte bazate pe șasiul și motoarele unor mașini compacte (în cazul lui Scenic, Renault Megane). Succesul major al lui Scenic a încurajat lansarea altor vehicule asemănătoare precum Opel Zafira, Citroen Xara Picasso, Ford Focus C-Max, Seat Altea și Nissan Almera Tino. La mijlocul anilor 2000, toți producătorii auto majori cu prezență în Europa aveau monovolume compacte în gamă.
Putem semnala faptul ca publicul tință preferă ca mașini de familie modelele sedan, hatchback sau SUV, ignorand MPV-urile sau Station Wagonurile, dar se poate aprecia însă că piața se va dubla în următorii doi ani, pe fondul atragerii mai multor clienți încă nefamiliarizați cu avantajele unui monovolum.
Profilul cumpărătorului pentru monovolume îl reprezintă clienții cu o familie numeroasă, cu venituri peste medie, care mai posedă un alt autoturism și întrebuințează MPV-ul în activitățile recreative sau pentru voiajele mai lungi.
Tabelul 1.1 Performanțe în regim uniform, numărul de locuri, dimensiuni interioare
Tabelul 1.2 Dimensiunile exterioare ale modelelor similare, pneurilor
1.2 Analiza modelelor similare după criterii constructive
Criteriile constructive se referă la parametrii dimensionali, masici, energetici și la parametrii constructiv ai sistemului de frânare. Este necesară o analiză statistică a acestor parametri pentru a se stabili principalele caracteristici ale autovehiculului de proiectat care vor fi alese pe baza construirii unor histograme.
Pentru o analiză cât mai corectă se folosește analiza statistică (cu ajutorul histogramelor). Astfel se va determina un interval de valrgie utilizată pentru acționarea frânelor 38
3.2.1.6 După numărul de circuite 38
3.2.2 Dispozitivul de încetinire 39
3.3 Condițiile funcționale și constructive impuse sistemelor de frânare 39
3.4 Mecanisme de acționare 40
3.4.1 Frâne cu disc. 40
3.4.1.1 Clasificare 40
3.4.1.2 Avantaje și dezavantaje 40
3.4.2 Construcția frânelor de tip deschis 41
3.4.2.1 Dupa constructia discului 41
3.4.2.2 După construcția și funcționarea etrierului 42
3.4.3 Construcția frânelor cu disc de tip închis 44
3.5 Transmisia sistemului de frânare 44
3.5.1 Rol, condiții impuse și parametri caracteristici 44
3.5.2 Construcția transmisiei hidraulice 45
3.6 Etrierul 46
3.7 Definitivarea soluției tehnice alese 49
3.8 Lichidul de frână 49
3.9 Sisteme de siguranță activă 50
3.9.1 ABS -sistemul anti- blocare a roților 50
3.9.2 Sisteme auxiliare de sporire a siguranței active 52
Bibliografie 54
4. Proiectarea generală a sistemului de frânare pentru automobilul proiectat. Precizări privind diagnosticarea și mentenanța sistemului de frânare 55
4.1 Determinarea forțelor și momentelor de frânare la punțile autovehiculului 55
4.2 Influența repartiției forțelor de frânare la punți asupra parametrilor capacității de frânare 61
4.2.1 Determinarea parabolei ideale de frânare 64
4.3 Verificarea frânelor la solicitările mecanice și termice 66
4.3.1 Verificarea solicitărilor mecanice ale frânelor 67
4.3.1.1 Presiunea pe suprafața de fricțiune 68
4.3.1.2 Lucrul mecanic specific de frecare 68
4.3.1.3 Puterea specifică de frânare 70
4.3.1.4 Încărcarea specifică de fricțiune 71
4.3.2 Calculul termic al frânelor 71
4.3.2.1 Calculul termic al frânelor la frânarea intensivă 72
4.3.2.2 Calculul termic al frânelor în cazul frânării îndelungate 73
4.3.2.3 Calculul termic al frânelor în cazul frânărilor repetate 75
4.4 Calculul transmisiei sistemului de frânare 77
4.4.1 Diametrul cilindrului receptor se determină cu relația 77
4.4.2 Forța la pedală 78
4.4.3 Cursa totală a pedalei 81
4.5 Mentenanta preventivă a subansamblului frână față 82
4.5.1 Discul de frână 82
4.5.1.1 Modificarea stării tehnice 82
4.5.1.2 Verificări 83
4.5.1.3 Reglaje 83
4.5.1.4 Întreținere 83
4.5.2 Plăcuțele de frână 83
4.5.3 Etrierul de frână 83
4.5.3.1 Modificarea stării tehnice 84
4.5.3.2 Verificări 84
4.5.3.3 Reglaje 84
4.6 Mentenanța altor elemenete din transmisia hidraulică a sistemului de frânare 84
4.6.1 Servomecanismul vacuumatic 84
4.6.1.1 Verificări 84
4.6.2 Conducte și racorduri 85
4.6.2.1 Verificări 85
4.7 Diagnosticarea sistemului de frânare folosind standul cu rulouri 85
Bibliografie 89
5. Proiectarea discului și a etrierului de frână din componența subansamblului frână față. Alegerea materialului, stabilirea preciziei dimensionale, a calității suprafețelor și a tratamentelor termochimice 90
5.1 Rolul funcțional al discului de frână 90
5.1.1 Dimensionarea generală a discului de frână 90
5.1.2 Condițiile dimensionale impuse discului 92
5.1.3 Stabilirea succesiunii operațiilor de obținere a piesei semifabricat și a piesei finite 92
5.1.3.1 Turnarea 93
5.1.3.2 Deformarea plastică 93
5.1.4 Precizarea jocurilor fundamentale și a modalităților de reglare 93
5.2 Rolul funcțional al etrierului 94
5.2.1 Condițiile tehnice impuse 95
5.2.2 Alegerea materialului 95
5.3 Procesul tehnologic de montare și demontare a discului de frână 96
5.4 Procesul tehnologic de montare și demontare a etrierului 97
5.4.1 Demontarea 97
5.4.2 Montarea 98
5.5 Fișa film a tehnologiei de fabricare a discului 98
Bibliografie 102
CAPITOLUL I
Alegerea și studierea modelelor similare. Analiza particularităților constructive și a principalilor parametric dimensionali, masici, energetici
1.1 Justificarea alegerii modelelor similare
Conform temei de proiect modelele similare trebuie să fie autoturisme MPV (multipurpose vehicle).
Un monovolum este un tip de automobil cu o formă similară unui microbuz diferența că este destinat uzului personal. Monovolumele sunt mai înalte decât berline, hatchback-urile sau break-urile și sunt proiectate pentru un spațiu interior maxim.
Monovolumele au în general o înălțime între 1500 și 1800 mm, cu aproximativ 200mm mai mult decât berlinele, hatchback-urile și break-urile. Motorul este montat foarte aproape de partea din față a mașinii, iar elementele sale sunt, în general, grupate mai pe înălțime decât la alte automobile pentru a minimiza lungimea.
Monovolumele mai mari au în general 3 rânduri de scaune, cu două sau trei locuri fiecare, 2-3-3, 2-2-3 sau 2-3-3 (din față spre spate) sunt cele mai comune configurații ale locurilor. Monovolumele mai mici au în general două rânduri de scaune, în configurația 2-3. În general monovolumele permit mutarea, rabatarea sau demontarea scaunelor pentru a face mai mult loc pasagerilor sau încărcăturii, în funcție de necesități.
În 1996, odată cu lansarea Renault Scenic a început un curent de dezvoltare a monovolumelor compacte. Acestea erau mașini înalte bazate pe șasiul și motoarele unor mașini compacte (în cazul lui Scenic, Renault Megane). Succesul major al lui Scenic a încurajat lansarea altor vehicule asemănătoare precum Opel Zafira, Citroen Xara Picasso, Ford Focus C-Max, Seat Altea și Nissan Almera Tino. La mijlocul anilor 2000, toți producătorii auto majori cu prezență în Europa aveau monovolume compacte în gamă.
Putem semnala faptul ca publicul tință preferă ca mașini de familie modelele sedan, hatchback sau SUV, ignorand MPV-urile sau Station Wagonurile, dar se poate aprecia însă că piața se va dubla în următorii doi ani, pe fondul atragerii mai multor clienți încă nefamiliarizați cu avantajele unui monovolum.
Profilul cumpărătorului pentru monovolume îl reprezintă clienții cu o familie numeroasă, cu venituri peste medie, care mai posedă un alt autoturism și întrebuințează MPV-ul în activitățile recreative sau pentru voiajele mai lungi.
Tabelul 1.1 Performanțe în regim uniform, numărul de locuri, dimensiuni interioare
Tabelul 1.2 Dimensiunile exterioare ale modelelor similare, pneurilor
1.2 Analiza modelelor similare după criterii constructive
Criteriile constructive se referă la parametrii dimensionali, masici, energetici și la parametrii constructiv ai sistemului de frânare. Este necesară o analiză statistică a acestor parametri pentru a se stabili principalele caracteristici ale autovehiculului de proiectat care vor fi alese pe baza construirii unor histograme.
Pentru o analiză cât mai corectă se folosește analiza statistică (cu ajutorul histogramelor). Astfel se va determina un interval de valori în care întâlnim ponderea cea mai mare a parametrilor considerați și se construiesc histogramele de variație.
Pentru construirea histogramelor se parcurg următoarele etape:
Se calculează mărimea unui subinterval utilizând următoarea formulă:
unde:
V max = valoarea maximă a intervalului
V min = valoarea minimă a intervalului
n = numărul total de valori de care dispunem pentru un anumit parametru
2) Se aleg de preferință numere naturale, astfel încât numărul subintervalelor de observare să fie natural.
3) Se determină numărul subintervalelor de observare cu următoarea formulă:
4) Se calculează valoarea medie a dimensiunilor utilizând formula:
Aceste etape se parcurg pentru fiecare parametru analizat în parte și se urmărește variația subintervalelor histogramei respective. Se va scoate în evidență subintervalul în care se regăsesc cele mai multe modele și se va comenta pe scurt fiecare histogramă. În urma analizării acestor histograme se vor alege anumite caracteristici ale autocamionului al cărui motor urmează a fi proiectat.
Histogramele au fost realizate cu ajutorul programului Excel.
1.2.1 Analiza parametrilor dimensionali
Tabelul 1.3 Dimensiunile de gabarit și cele care reflectă organizarea autovehiculelor
a) Lungimea totală a autovehiculelor
Lungimea totală a autovehiculelor alese ca model variază de la 4042 mm până la 4810 mm
Figura 1.1 Histograma lungimii totale a autovehiculelor
Cele mai multe modele se regăsesc în subintervalul trei 4460 – 4680 mm, iar cele mai puține în primul subinterval între 4020 – 4240mm. Lungimea totală a autovehiculului se va alege din subintervalul 4460 – 4680 mm, urmând ca ea să fie 4500 mm.
b) Lățimea totală a autovehiculelor
Lățimea totală a autovehiculelor alese ca model variază de la 1694 mm până la 1993 mm.
Figura 1.2 Histograma lățimii totale a autovehiculelor
Se observă că majoritatea modelelor se regăsesc în cel de al doilea subinterval între 1760 – 1840 mm, iar cele mai puține în cel de al treilea subinterval între 1840 – 1920 mm. Lățimea totală a autovehiculului se va alege din al doilea subinterval pentru a se păstra o anumită proporționalitate cu lungimea totală, ea fiind de 1800 mm.
c) Înălțimea totală a autovehiculelor
Înălțimea totală a autovehiculelor alese ca model variază de la 1500 mm până la 1815 mm.
Figura 1.3 Histograma înălțimii totale a autovehiculelor
Majoritatea modelelor se regăsesc în cel de-al doilea subinterval care variază între 1580 – 1660 mm. Cele mai puține modele se află în primul subinterval care variază între 1530 – 1580 mm. Pentru înălțimea autovehiculului care urmează a fi proiectat se va alege o valoare din cel de-al doilea subinterval care variază între 1580 – 1660 mm, valoarea aleasă fiind 1650 mm.
d) Ampatamentul autovehiculelor
Ampatamentul autovehiculelor alese ca model variază de la 2550mm până la 2905mm.
Figura 1.4 Histograma ampatamentelor autovehiculelor
În ceea ce privește ampatamentul autovehiculelor se observă că avem două subintervale unu și patru, cu număr egal de modele. Valoarea ampatamentului autovehiculului care urmează a fi proiectat se va alege din al doilea subinterval, valoarea fiind 2750 mm.
e) Ecartamentul față al autovehiculelor
Ecartamentul față al autovehiculelor alese ca model variază de la 1350 mm până la 1750 mm.
Figura 1.5 Histograma ecartamentului față al autovehiculelor
Numărul cel mai mare de modele se găsește în al doilea subinterval care variază între 1450 – 1550 mm, iar numărul cel mai mic de modele se află în primul si al patrulea subinterval. Pentru ecartamentul față al autovehiculului care urmează a fi proiectat se va alege o valoare din subintervalul 1450 – 1550 mm, valoarea fiind 1500 mm.
f) Ecartamentul spate al autovehiculelor
Ecartamentul spate al autovehiculelor alese ca model variază de la 1435 mm până la 1886 mm.
Figura 1.6 Histograma ecartamentului spate al autovehiculelor
Majoritatea modelelor se regăsesc în al doilea subinterval care variază între 1500 – 1600 mm. Pentru ecartamentul spate al autovehiculului care urmează a fi proiectat se va alege o valoare din subintervalul 1500 – 1600 mm, valoarea lui fiind tot 1500mm, ca la ecartamentul față.
1.2.2 Analiza parametrilor masici
Tabelul 1.4 Masele autovehiculelor
a) Masa totală a autovehiculelor
Masa totală a autovehiculelor alese ca model variază de la 1740 kg până la 2530 kg.
Figura 1.8 Histograma masei totale a autovehiculelor
Numărul cel mai mare de modele se găsește în al treilea subinterval care variază între 2150 – 2400 kg. Cele mai puține modele se află în primul si ultimul subintervalul 1650 – 1900 kg, respectiv 2400 – 2650 kg. Pentru masa totală a autovehiculului care urmează a fi proiectat se va alege o valoare din al doilea subinterval 1900 – 2150 kg, valoarea fiind 1950 kg.
b) Masa proprie a autovehiculelor
Valorile masei proprii a autovehiculelor variază de la 1090 kg până la 1787 kg.
Figura 1.7 Histograma masei proprie a autovehiculelor
Se observă că majoritatea modelelor se regăsesc în cel de al treilea subintervalul care variază între 1400 – 1600 kg, iar cele mai puține în primul subinterval între 1000 – 1200 kg. Pentru autovehiculul care urmează a fi proiectat alegem o valoare tot din subintervalul între 1400 – 1600 kg, ea fiind de 1450 kg.
1.2.3 Analiza parametrilor energetici
Tabelul 1.5 Parametrii energetici ai autovehiculelor
a) Puterea maximă
Puterea maximă a autovehiculelor alese ca model variază de la 74 kw până la 185 kw.
Figura 1.9 Histograma puterii maxime a autovehiculelor
Majoritatea modelelor se încadrează în al doilea subintervalul 100 – 130 kw, în subintervalul unu și trei având câte patru modele fiecare, iar în subintervalul patru având un singur model.
b) Cuplu maxim
Cuplu maxim al motoarelor autovehiculelor alese ca model variază de la 128 Nm până la 343 Nm.
Figura 1.11 Histograma cuplului maxim
Primul subinterval este cel în care se regăsesc cele mai multe modele și are valori cuprinse între 120 – 180 Nm, după care urmează celelalte subinterval cu valori cuprinse între 180 – 360 Nm, având câte trei modele fiecare.
c) Capacitatea cilindrică
Capacitatea cilindrică a autovehiculelor alese ca model variază de la 1390cmc până la 2902cmc.
Figura 1.12 Histograma cilindreei autovehiculelor
Majoritatea modelelor se află în primul subinterval, care are valori de la 1390 cmc până la 1770 cmc. În subintervalul doi nu avem nici un model, în subinterval trei avem un singur model iar în ultimul subinterval avem valori cuprinse între 2530 – 2910 cmc cu șase modele.
1.2.4 Analiza frânelor față /spate
Tabelul 1.6 Dimensiuni și caracteristici, discuri față /spate a autovehiculelor
a) Frâna față a autovehiculelor
Frâna față a autovehiculelor alese ca model variază de la 240 mm până la 312 mm.
Figura 1.13 Histograma frâna față a autovehiculelor
După cum se poate observa la toate autovehiculele frâna față este cu discuri ventilate. Numărul cel mai mare de modele se găsește în al doilea și al treilea subinterval, din care fac parte și modelele Opel Meriva, Opel Zafira, Kia Soul, alese ca modele de referință principale. Cele mai puține modele se află în ultimul subintervalul 300 – 320 mm.
b) Frâna spate a autovehiculelor
Frâna spate a autovehiculelor alese ca model variază de la 203mm până la 307mm.
Figura 1.13 Histograma frână spate a autovehiculelor
Majoritatea modelelor se încadrează în al treilea subinterval care variază de la 260 mm până la 290 mm, în subintervalul unu avem două modele, în subintervalul trei având trei modele, iar în subintervalul patru rămânând un singur model.
Bibliografie
1. ***http://www.carfolio.com/specifications/models/car/?car=148742
2. ***http://www.google.ro/
3. www.wikipedia.com
CAPITOLUL II
Determinarea mărimilor caracteristice ale autovehiculului care sunt necesare la proiectarea sistemului de frânare. Schița de organizare generală
2.1 Stabilirea parametrilor dimensionali ai autovehicului ce urmează a fi proiectat.
Parametrii dimensionali se vor stabili în urma analizei histogramelor din capitolul 1 și se va ține cont de alegerea prealabilă a intervalului de variație. Astfel, caracteristicile dimensionale ale autovehicului de proiectat, au următoarele valori:
Tabelul 2.1. Valorile dimensiunilor de gabarit
2.2 Determinarea formei și dimensiunilor spațiului pentru postul de conducere
Prin postul de conducere se înțelege atât scaunul șoferului, cât și comenzile (volan, maneta schimbătorului de viteze, frâna de staționare, blocul de comandă al luminilor, al ștergătoarelor, etc.).
Conducătorului autovehiculului trebuie să i se asigure un spațiu și o poziție corespunzătoare astfel încât:
postura sa să fie comodă fiziologic;
să nu producă oboseală excesivă și îmbolnăvire;
să existe libertate de mișcare pentru acționarea volanului, manetelor de comandă și pedalelor care trebuie să fie accesibile și plasate astfel încât solicitările conducătorului să fie minime;
să se asigure vizibilitatea corespunzătoare.
Așadar postul de conducere trebuie să fie organizat în concordanță cu cerințele ergonomice și antropologice. În acest subcapitol vom urmări: dimensiunile principale ale postului de conducere și a locului pentru pasageri, manechinul bidimensional, scaunul șoferului. Pentru toate aceste cerințe există norme ce se găsesc în SR ISO 3958: 2000 și STAS R 10666/3-76.
Caracteristicile geometrice ale postului de conducere sunt definite în raport cu punctul R, care reprezintă centrul articulației corpului și coapsei unui manechin bidimensional, conform STAS 10666/3-76.
Pentru organizarea și dimensionarea postului de conducere se utilizează manechinul bidimensional, care reprezintă conturul fizic al unui adult de sex masculin. Se utilizează un manechin simbolizat prin procentul de 50%. La acesta sunt esențiale dimensiunile ls și lt, unde ls reprezintă lungimea gambei manechinului și lt lungimea coapsei manechinului. Pentru manechinul ales, ls=417mm și lt=432mm.
Procentajul manechinului provine de la faptul ca 50% din numărul de adulți au lungimile segmentelor ls și lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzătoare acestei tipodimensiuni de manechin.
Figura 2.1 Manechin bidimensional
În tabelul 2.2 sunt date tipodimensiunile manechinului bidimensional conform [2].
Tabelul 2.2 Dimensiunile tipodimensiunilor de manechine bidimensionale
Poziția manechinului pe scaunul șoferului este definită de dimensiunile a și b (poziția articulației H a șoldului față de planul vertical ce trece prin calcâi, respectiv față de podea). Alte dimensiuni sunt: distanța de la șold la tetieră (f), înalțimea maximă a postului de conducere de la nivelul scaunului (h), lungimea șezutului B, unghiul de înclinare al spătarului scaunului α, unghiul dintre coapse și trunchiul șoferului β, unghiul dintre coapse și gambe γ și unghiul dintre gambe și talpă δ.
Limitele acestor valori sunt centralizate în tabelul 2.3 și în tabelul 2.4 conform [2].
Comentarii asupra valorilor alese:
dimensiunea a fost aleasă mai aproape de limita inferioră a intervalului așa încât șoferul să fie mai aproape de parbriz pentru a avea o vizibilitate mai bună;
dimensiunea b a fost aleasă la mijlocul intervalului dar diferă de la șofer la șofer;
dimensiunea f variază la fiecare șofer;
dimensiunea h se alege la valoarea inferioră deoarece deasupra capului șoferului el poate fixa un sertar iar distanța până la sertar să fie suficient de mare;
dimensiunea B se alege la valoarea inferioară a intervalului deoarece este mai confortabilă o lungime redusă chiar și pentru șoferii înalți ;
unghiul α și β se aleg astfel încât șoferul să aibă o poziție de veghe;
unghiul γ se alege ca șoferul să aibă un control bun asupra pedalelor dar în același timp și o pozitie ergonomică;
unghiul δ are valoare maximă astfel încât glezna să fie relaxată.
Tabelul 2.3 Valorile dimensiunilor manechinului
Tabelul 2.4 Valorile unghiurilor manechinului
În ceea ce privește volanul, unghiul este înclinat cu 100 și are diametrul de 400 mm pentru un control ferm al acestuia.
După cum se poate observa din figura 2.1 elementele manechinului sunt articulate și prevăzute cu scală pentru a putea măsura unghiurile dintre liniile de referință ale segmentelor corpului. La amplasarea manechinului pe scaun, pentru diferite poziții, se pot măsura aceste unghiuri care trebuie să aibă anumite valori convenabile.
Poziția conducătorului auto este definită în principal prin poziția punctului H, ca fiind urma, pe planul longitudinal al autoturismului, a axei teoretice de rotație a coapselor față de trunchi. Punctul R reprezintă poziția punctului H corespunzătoare poziției de conducere cea mai retrasă a oricărui scaun.
Dimensiunile postului de conducere se aleg din SR ISO 3958:2000 și se urmărește realizarea unei poziții comode și ergonomice, astfel încât să nu se instaleze prematur oboseala conducătorului auto. Pentru a se putea evidenția mai bine aceste dimensiuni, se vor face referiri la figura 2.2. În standardul menționat se indică fie un interval de variație, fie o valoare minimă pentru toate aceste mărimi.
Figura 2.2 Organizarea postului de conducere
În tabelul 2.5 sunt trecute atât valorile recomandate de standardul menționat, cât și cele alese pentru postul de conducere. În standard nu se fac precizări cu privire la unghiul γ și unghiul dintre coapsă și gambă.
Tabel 2.5 Dimensiunile postului de conducere [2]
Conform STAS 10666/1-76 se vor alege dimensiunile cabinei și a unor elemente ale postului de conducere care nu au fost evidențiate până acum. În standard sunt date valorile minime ale fiecărui parametru, urmând să se aleagă o valoare optimă potrivit cu cerințele temei.
2.3 Determinarea poziției centrului de greutate și a încărcărilor la punți
2.3.1 Determinarea centrului de greutate al autoturismului
Pentru determinarea centrului de greutate al autoturismului este necesar să se cunoască pozițiile centrelor de greutate ale subansamblurilor autoturismului și ale încărcăturii. În faza inițială de realizare a schiței de organizare generală, subansamblurile, de regulă, nu sunt încă realizate. Ca urmare, centrele lor de greutate trebuie să fie stabilite într-un mod aproximativ. Practica de proiectare a arătat că este posibil să se determine cu precizie satisfăcătoare poziția centrului de greutate al autoturismului procedând în modul prezentat în continuare.
Pentru fiecare subansamblu se caută, în vederea din profil, să se delimiteze din suprafața sa porțiuni care se asimilează cu dreptunghiuri sau trapeze. Pentru fiecare din suprafețele aferente acestor figuri se poziționează centrul de greutate. Pentru simplitate, se consideră că centrul de greutate se află la intersecția diagonalelor figurii respective. În virtutea aproximăriilor făcute, eroarea nu este semnificativă (distribuția masei în cadrul unei figuri nu este riguros uniformă).
În tabelul 2.6 sunt prezentate ponderile alese, precum și masa fiecărui subansamblu.
Se consideră următoarele subansambluri:
motor;
rezervor combustibil;
schimbător de viteze + ambreiaj;
punte față;
punte spate;
sistem de direcție + sistem de frânare;
pompă servodirectie + ABS + AC;
roți față;
roți spate;
radiator;
caroserie, uși și geamuri.
Tabelul 2.6 Ponderile subansamblurilor autoturismelor (raportarea se face la masa proprie uscată) [1]
Σ 100% m0 = 1450 kg
2.3.2 Întocmirea schiței de organizare generală a automobilului
Pentru a determina anumiți parametri importanți în proiectarea unui automobil (ex: centru de masă, încărcările pe punți) este necesară întocmirea unei schițe de organizare generală. În această schița se va arăta amplasarea principalelor subansambluri, aproximându-se forma acestora prin figuri geometrice mai simple. Cumulând rezultatele obținute în determinarea parametrilor masici cu cele rezultate în urma întocmirii schiței se va putea aproxima, cu o precizie destul de bună, poziționarea centrului de greutate al autovehiculului în două situații (gol, încărcat).
Pentru automobilul de proiectat am ales soluția totul față conform analizei modelelor similare. Această soluție de organizare a autovehiculelor prezintă mai multe avantaje:
buna stabilitate a mișcării;
bună capacitate de trecere pe timp de iarnă și pe drum ud;
stabilitate mai mare în viraje;
sensibilitate redusă la vânt;
lungime redusă a fluxului de putere;
spațiu mare al portbagajului și zonă mare de deformare la impact spate.
Figura 2.3 Centele de greutate ale subansamblurilor
Motorul va fi amplasat în consola față, transversal, iar în continuarea lui va fi amplasat ambreiajul și schimbătorul de viteze.
Rezervorul de combustibil a fost amplasat sub bancheta pasagerilor din spate. De asemenea tot în consola spate se va găsi și roata de rezervă în partea inferioară, imediat sub spațiul de depozitare al bagajelor. S-a ales această soluție deoarece dimensiunile roții sunt destul de mari si o altfel de poziționare în portbagaj ar fi însemnat ocuparea unui spațiu însemnat.
Se consideră arbitrar un sistem de coordonate, xoz, cu originea în pata de contact din față, sistem ce servește atât la poziționarea principalelor subansambluri pe schița de organizare generală, cât și la determinarea ulterioară a centrului de masă.
Diferitele subansambluri au fost aproximate cu corpuri geometrice pentru simplificarea determinării centrului lor de masă. Pentru fiecare subansamblu în parte se determină poziția centrului său de masă și se notează punctul cu cifra corespunzătoare numărului curent al subansamblului din tabelul 2.6.
Subansamblurile sunt astfel dispuse încât centrul de greutate să se situeze în planul longitudinal ce conține axa de simetrie a autoturismului. Rămâne de stabilit poziția centrului de greutate în acest plan, notat xoz.
În cazul caroseriei este recomandabil, de asemenea, să se delimiteze mai multe părți, pentru fiecare din ele determinându-se poziția centrului de greutate și masa corespunzătoare.
În privința încărcăturii se face presupunerea că ea se distribuie uniform în spațiul corespunzător. Desigur, în condiții reale, această condiție nu este întotdeauna îndeplinită. Când distribuția încărcăturii este uniformă, se determină cu metodele cunoscute poziția exactă a centrului de greutate considerând corpul geometric corespunzător spațiului util.
În cazul autoturismelor, potrivit SR ISO 2416/1-90 tinând seama de modul în care se prescrie determinarea masei totale rezultă că pentru șofer se adoptă masa convențională de 75 kg.
Pentru fiecare loc din autoturism, standardul SR ISO 2416-97 stabilește masa convențională a bagajelor de 7 kg. Centrul de greutate al maselor bagajelor dispuse în portbagaj se consideră situat pe o verticală ce trece prin centrul proiecției pe un plan orizontal al segmentului corespunzător lungimii utile maxime a compartimentului de bagaje. Înălțimea centrului de greutate al bagajelor față de podeaua compartimentului respectiv se poate stabili tinând seama de poziția modulelor etalon prevăzute de standard pentru determinarea volumului compartimentului.
Pentru o persoană așezată pe scaun, în standardul SR ISO 2416/ 1-90 se precizează poziția verticală față de punctul R pe care se găsește centrul ei de greutate, fără a se indica și înălțimea centrului de greutate. Astfel în cazul scaunelor fixe, această verticală este la distanța de 50 mm față de punctul R, în sensul de deplasare, iar în cazul scaunelor reglabile, ea se află la 100 mm distanța de acest punct, înspre înainte.
Figura 2.4 Determinarea poziției centrului de greutate al unei persoane aflate pe scaun
Alegând un sistem de axe de coordonate convenabil pe schița de organizare generală, se fixează pozițiile centrelor de greutate ale tuturor elementelor menționate și apoi se stabilește, prin măsurare, coordonatele acestor centre de greutate.
2.3.3 Determinarea centrului de greutate al caroseriei si a celorlalte subansambluri
Se vor determina centrele de masă pentru caroserie apoi pentru întreg autovehiculul în două situații:
autovehicul încărcat doar cu șoferul;
autovehicul complet încărcat;
S-au ales cele două situații pentru calculul centrului de greutate deoarece acestea sunt cele mai frecvent întâlnite cazuri în care un autovehicul poate circula.
Pentru determinarea acestor centre se vor folosi coordonatele centrului de masă care este definit de relațiile [1]:
(2.1)
(2.2)
unde:
mj este masa subansamblului j, în kg;
xj, zj sunt coordonatele centrului de greutate al subansamblului j față de sistemul de axe, xoz, ales, în mm;
Ns este numărul de subansambluri.
Tabelul 2.7 Elemente ale caroseriei și centrele lor de greutate
În același mod se va determina și centrul de greutate al întreg automobilului, folosind aceiași metodă ca și în cazul caroseriei. Pentru aceasta se vor centraliza într-un tabel toate subansamblurile, cu masele lor și centrele de greutate pentru fiecare în parte.
Tabelul 2.8 Determinarea centrului de masă
Se obține:
pentru sarcina nulă: xG0 = 1054 mm, zG0 = 511 mm
pentru sarcina totală: xG = 1330 mm, zG = 552 mm.
2.3.4 Determinarea încărcărilor la punți
Se notează cu a0 și b0 distanțele de la centrul de greutate la puntea față, respectiv puntea spate în cazul autoturismului neîncărcat și cu a și b având aceleași semnificații pentru autoturismului încărcat la sarcina totală.
Se obține:
a0 = 1054 mm; b0 = A-a0 = 1696 mm; respectiv a = 1330 mm; b = A-a = 1420 mm.
Formulele de calcul ale încărcărilor la punți sunt:
pentru sarcina nulă:
, (2.3)
pentru sarcina totală:
, (2.4)
unde indicii 1 și 2 corespund punții față, respectiv spate.
Se obține:
G1,0 = 894 kg (62%),
G2,0 = 556 kg (38%),
G1 = 1007 kg (52%),
G2 = 943 kg (48%).
2.4 Alegerea anvelopelor și a jantelor
Pneurile se fabrică într-o mare varietate de tipuri și de dimensiuni, care se realizează în concordanță cu anumite norme și standarde. În țara noastră, standardele stabilesc atât tehnologia aferentă acestui domeniu, cât și tipurile și dimensiunile pneurilor. Pe lângă acestea există diferite standarde privitoare la condițiile de fabricare și de verificare a pneurilor.
În continuare, pentru alegerea modelului de anvelopă, se va calcula încărcarea maximă pe roțile ambelor punți, în cazul autoturismului gol și complet încărcat, utilizând următoarea relație:
Pentru autoturismul gol:
Pentru autoturismul încărcat:
unde:
-reprezintă numărul de pneuri la puntea 1, respectiv 2.
Capacitatea portantă necesară pneului va fi:
unde:
kq = 0,90 -pentru autoturisme.
Din standarde, norme sau cataloage de firmă se alege pneul cu capacitatea portantă astfel încât (se înțelege trebuie să fie cât mai aproape de ). S-a ales .
Tabelul 2.9 Dependența dintre capacitatea portantă și presiunea aerului corespunzătoare anvelopei [4]
Pentru o anvelopă dată de autoturism este prescrisă o anumită viteză maximă permisă, care în orice condiții nu trebuie depășită. Această viteză se evidențiază prin simbolul de viteză având semnificația din tabelul 2.10.
Tabelul 2.10 Indicele de viteză [4]
Conform specificațiilor tehnice găsite, pentru o capacitate portantă de 559 kg se va alege un pneu cu capacitatea portantă de (560kg). Am făcut această alegere și în urma studiului asupra pneurilor ce echipează modelele similare, păstrând astfel o apropiere față de acestea. În final automobilul va fi echipat cu penurile ce au specificația 205/55R16 91T.
Se observă de asemenea că și indicele de viteză este corespondent unei viteze maxime constructive mai mari. Automobilul va avea o viteză în palier de 190 km/h, ceea ce ar duce la alegerea unui pneu cu indice de viteză T. Alegând un pneu cu un indice de viteză superior ( V pentru 240km/h ), limita superioară de viteză crește, automobilul nu va fi niciodată capabil să atingă această viteză și deci pneurile nu vor rula niciodată la limită din acest punct de vedere.
Dacă un pneu are coordonatele 205/ 55 R16, 91T înseamnă:
205 – lățimea pneului în mm;
55 – raport înălțime/lățime;
16 – diametrul jantei în inch;
91 – indice de greutate;
T – indice de viteză;
Anvelopa este umflată la presiunea maximă de regim și nu este încărcată cu sarcini exterioare. Se consideră o secțiune transversală, după un plan care conține axa de rotație a pneului.
Fig 2.5 Secțiune transversală prin anvelopă [4]
H -înălțimea secțiunii, Hi -înălțimea de la baza talonului până la axa orizontală a sectiunii, Hs -înălțimea de la axa orizontală a secțiunii până la coroană, Bu -lățimea secțiunii, Br -lățimea benzii de rulare, Rbr -raza de curbură a benzii de rulare, Bas -lățimea de așezare a anvelopei, bt -lățimea talonului, Du -diametrul exterior al anvelopei, Das -diametrul de așezare al talonului
1-carcasă; 2 -breker, 3 -protector; 4 -nervură antișoc; 5 -talon; 6 -vârful talonului; 7 -baza talonului; 8 -călcâiul talonului; 9 -inele de talon; 10 -învelitoare de talon; 11 -umplutura de talon; 12 -umărul anvelopei; 13 -zonă de flexiune; 14 -zonă de ranforsare; 15 -strat de ermetizare; 16 -banda de rulare
Lățimea Bu se determină fără a se lua în considerație inscripțiile și nervurile de protecție.
Lățimea benzii de rulare se măsoară pe coardă între extremitățile benzii de rulare.
Raportul nominal de aspect: ρna= H/Bu .
Anvelope radiale:
– autoturisme: 100 H/Bu = 80 ÷ 50;
– autoturisme sport: 100 H/Bu = 50 ÷ 25;
– autovehicule comerciale grele: 100 H/Bu = 100 ÷ 45.
Anvelope diagonale:
– anvelopă balon H/Bu ≈ 1,0;
– anvelopă superbalon H/Bu = 0,95;
– anvelopă cu secțiune joasă H/Bu = 0,86 ÷ 0,89;
– anvelopă cu secțiune foarte joasă H/Bu ≈ 0,82.
Determinarea H și Du:
H = ρna ∙ Bu; Du = Das + 2 H;
De asemenea pentru pneul ales se mai specifică:
diametrul exterior, De, și raza liberă, r0:
raza statică, rs:
raza de rulare, rr:
lungimea circumferinței de rulare, Lcrul:
Valoarea razei libere, rl:
unde:
-este coeficientul de deformare, cu valorile, ;
Se adoptă .
2.5 Verificarea capacității de trecere a autovehiculului
Capacitatea de trecere a unui autovehicul reprezintă capacitatea acestuia să se deplaseze pe drumuri rele și desfundate și în teren natural fără drum, precum și de a putea trece peste anumite obstacole verticale sau șanțuri. Caracteristicile geometrice ale capacității de trecere sunt:
garda la sol (hs): reprezintă distanța verticală dintre cel mai jos punct al șasiului și planul de sustinere;
raza longitudinală de trecere (ρl): reprezintă aria suprafeței cilindrice convenționale, tangentă la roțile din față și din spate, precum și la punctul cel mai coborât al autovehiculului din zona ampatamentului;
raza transversală de trecere (ρt): reprezintă raza suprafeței cilindrice convenționale tangente la roțile aceleiași punți și la punctul cel mai coborât al autovehiculului în zona ecartamentului;
unghiul de atac (α1) și unghiul de degajare (α2) reprezintă unghiurile formate de calea de rulare cu tangenta la pneul din față respectiv spate și punctul cel mai coborât al consolei față, respectiv consolei spate.
În continuare în tabelul 2.11 sunt prezentate valorile limită pentru elementele geometrice ale capacității de trecere prezentate mai sus.
Tabelul 2.11 Elemente pentru determinarea capacitatii de trecere:
Figura 2.6 Dimensiunile caracteristice pentru capacitatea de trecere
Bibliografie
1. Aurel, P. Stoicescu „Proiectarea performantelor de tracțiune și de consum ale automobilelor”, Editura Tehnică, 2007;
2. Mateescu, V -Compunerea, organizarea și propulsia automobilelor, UPB, 1997
3. Ioan, M. Oprean -Notițe curs „Introducere în Tehnica Autovehiculelor” Facultatea de Transporturi, București 2008;
4. Andreescu C. -Notițe de curs „Dinamica Autovehiculelor”, Facultatea de Transporturi, București 2008
CAPITOLUL III
Studiul tehnic și economic al soluțiilor posibile pentru sistemul de frânare. Analiza detaliată a mai multor variante și definitivarea soluției tehnice de concepție propusă pentru proiectare
3.1 Rolul sistemului de frânare
Un autovehicul își poate pune în valoare performanțele de viteză și accelerație în condiții de deplină siguranță numai când capacitatea de frânare a acestuia este corespunzătoare. Cu cât sistemul de frânare este mai eficient cu atât vitezele medii de deplasare pot crește. Poate mai important este faptul că un autovehicul cu bune calități de frânare poate evita accidente care se pot produce la orice viteză, la apariția unui obstacol neprevăzut.
Sistemul de frânare trebuie să se comporte corespunzător, indiferent de factorii de influență ce acționează asupra sa, cum ar fi: drum uscat, ud, alunecos, când vehiculul este neîncărcat cât și încărcat, când frânarea se produce în palier sau în curbă, cu garnituri de frecare noi sau uzate, cu frâne uscate sau ude, când frânarea este comandată de un conducător experimentat cât și unul neexperimentat.
Sistemul de frânare al autovehiculului are următoarele destinații:
micșorarea până la o anumită valoare sau anularea progresivă a vitezei automobilului;
imobilizarea automobilului în staționare pe un drum orizontal sau pe rampele și pantele pe care acesta poate urca sau coborî;
stabilizarea vitezei automobilului.
3.2 Componența și clasificarea sistemelor de frânare
Un sistem de frânare este compus din dispozitivul de frânare și dispozitivul de încetinire.
3.2.1 Dispozitivul de frânare
Dispozitivul de frânare are rolul de a reduce viteza autovehiculului până la o valoare dorită, inclusiv până la oprirea acestuia, realizând o decelerație cât mai mare și fără ca autovehiculul să devieze primejdios de la traiectoria de mers. Deasemenea dispozitivul de frânare trebuie să asigure imobilizarea autovehiculului în staționare pe un drum orizontal, precum și pe pantele pe care acestea le poate urca și coborî.
Dispozitivul de frânare este compus din:
mecanismul de frânare (frânele propriu -zise) -servește la producerea forțelor de frânare ce se opun mișcării sau tendinței de mișcare a autovehiculului;
transmisia dispozitivului de frânare care are rolul de a transmite comanda frânării de la elementul de comandă la mecanismul de frânare;
elementul de comandă este piesa acționată direct de către conducătorul auto (pedala sau maneta) pentru a furniza transmisiei energia necesară frânării sau pentru a o controla.
O clasificare a dispozitivului de frânare se poate face după utilizare, particularități constructive cât și locul de dispunere a mecanismului de frânare, sursa de energie utilizată pentru a acționa frânele și ultima clasificare după tipul și particularitățile transmisiei [1].
3.2.1.1 După utilizare:
dispozitivul de frânare principal (frâna de serviciu), trebuie să permită reducerea vitezei autovehiculului până la o anumită valoare cerută, inclusiv până la oprirea acestuia. Frâna de serviciu acționează asupra tuturor roților autovehiculului;
dispozitivul de frânare de siguranță sau frâna de siguranță sau frâna de urgență are rolul de a înlocui frâna de serviciu în cazul defectării acesteia. Frâna de siguranță asigură acționarea de către conducător fără ca acesta să ia ambele mâini de pe volan;
dispozitivul de frânare auxiliar sau frâna auxiliară este o frâna suplimentară având același rol ca și frâna principală, utilizându-se în caz de necesitate când efectul aceleiași se adaugă frânei de serviciu.
3.2.1.2 După particularitățile constructive ale mecanismului de frânare:
frână cu tambur;
frâne cu disc;
frâne combinate.
3.2.1.3 După locul de dispunere a mecanismului de frânare se pot enumera:
frâne pe roți, caz în care momentul de frânare acționează direct asupra butucului roții;
frâne pe transmisie, caz în care momentul de frânare acționează asupra unui arbore al transmisiei autovehiculului.
3.2.1.4 După tipul transmisiei se pot clasifica:
frâne cu transmisie mecanică;
frâne cu transmisie hidraulică;
frâne cu transmisie pneumatică;
frâne cu transmisie electrică;
frâne cu transmise combinată;
frâne cu transmisie cu servomecanism.
3.2.1.5 După sursa de energie utilizată pentru acționarea frânelor se pot enumera:
frâne ce folosesc energia musculară a conducătorului (acționare directă);
frâne ce folosesc o sursa independentă de energie controlată de conducătorul auto (servoacționare);
frâne ce folosesc o combinație între aceste tipuri de energii (acționarea mixtă sau servomecanism).
3.2.1.6 După numărul de circuite:
cu un circuit;
cu mai multe circuite.
În cazul transmisiei cu un singur circuit dacă pe traseul acestuia apare un defect atunci sistemul de frânare al autovehiculului este scos din uz. Din acest motiv acest tip de sistem este interzis prin legislație să fie utilizat.
Prin regulamentele impuse în zilele noastre sistemele de frânare ale autovehiculelor au două circuite independente de frânare. Configurația acestora este prezentă în figura 3.1.
Figura 3.1 Configurația circuitelor duble de frânare:
a) circuite paralele; b) circuite diagonale; c) circuite HI; d) circuite LL; e) circuite HH.
În figura de mai sus se prezintă principalele moduri în care se pot grupa frânele autovehiculelor. Se poate lega la un singur circuit frânele unei punți, figura 3.1 a, sau cel mai adesea frânele sunt legate în diagonală ca în figura 3.1 b. În cazul figurii 3.1 c frânele roții punții din față sunt prevăzute cu doi cilindri de acționare, un circuit acționând doar jumatate de cilindri frânei față. Astfel un circuit acționează numai asupra frânelor roților din față iar celălalt asupra tuturor roților. Soluția prezentată în figura 3.1 d are două circuite de frânare „dublu L”, fiecare circuit acționând pe jumătate din cilindri frânelor din față și pe o frână din spate. În cazul soluției din figura 3.1 e frânele roților din spate și din față au doi cilindri de acționare. Fiecare circuit acționează jumătate din cilindri de frână de la fiecare roată
3.2.2 Dispozitivul de încetinire
Dispozitivul de încetinire servește la stabilizarea vitezei autovehiculului la coborârea unor pante lungi fără ca dispozitivul de frânare să fie implicat pentru a realiza acestă stationare. Acest dispozitiv este utilizat în cazul unor automobile cu mase mari. Prin utilizarea dispozitivelor de încetinire, autovehiculele realizează viteze medii mai ridicate, se reduce oboseala conducătorului iar uzura garniturilor de frecare se reduce în medie cu 25-30%. Contribuția acestor dispozitive e importantă și în domeniul siguranței. Stabilitatea autovehiculului la frânare este îmbunătățită, deoarece momentul de frânare este repartizat uniform la roți, iar blocarea lor este evitată.
3.3 Condițiile funcționale și constructive impuse sistemelor de frânare
Dispozitivele de frânare ale autovehiculelor trebuie să îndeplinească următoarele condiții:
să realizeze decelerații impuse;
să asigure stabilitatea automobilului în timpul frânării;
frânarea trebuie să fie progresivă, fără șocuri;
distribuirea corectă a forțelor de frânare la punți;
sistemul nu trebuie să permită blocarea roților în timpul frânărilor intense sau pe drumuri cu aderență scăzută;
efortul minim la acționarea elementului de comandă;
menținerea calităților de frânare în toate condițiile de exploatare;
evacuarea cât mai eficientă a căldurii;
reglarea jocurilor funcționale să se facă rar și cât mai comod, eventual automat;
tipul de răspuns al sistemului să fie cât mai mic;
frânarea nu trebuie să fie influențată de denivelările drumului sau de bracarea roților de direcție;
să permită imobilizarea automobilului în pantă pe o perioadă cât mai lungă;
forța de frânare să acționeze în ambele sensuri de mișcare;
frânarea să aibă loc doar la intervenția șoferului;
să reziste cât mai mult fenomenelor de coroziune și îmbătrânire la care e supus;
să nu se poată permite acționarea pedalei de frânare concomitent cu cea de accelerare;
funcționarea silențioasă;
construcție cât mai simplă și cât mai ieftină;
fiabilitate cât mai mare.
Stabilitatea autovehiculului la frânare depinde de uniformitatea distribuției forțelor de frânare la roțile din partea dreaptă și din partea stângă, de stabilitatea momentului de frânare în cazul unor vibrații posibile ale coeficientului de frecare și de tendința frânelor spre autoblocare.
Siguranța în funcționare în toate condițiile de lucru poate fi asigurată prin instalarea pe autovehicul a două sau trei dispozitive de frânare, care să fie acționate independent unul față de celălalt sau care să aibă transmisii independente pentru același mecanism de funcționare.
Mărimea jocului dintre garniturile de fricțiune și tambur sau disc are o influență mare asupra stabilității frânării. Cu cât acest joc este mai mare, cu atât momentele de frânare produse de sistem sunt mai reduse. În scopul reducerii cheltuielilor de întreținere, datorate unor reglări frecvente a jocurilor este recomandată utilizarea unor dispozitive de reglare automată a jocului. În cazul frânelor cu disc de la automobile reglarea automată a jocului este obligatorie.
3.4 Mecanisme de acționare
Pentru autoturisme cele mai întâlnite mecanisme de acționare sunt cele cu disc etrier și cele cu tambur sabot.
3.4.1 Frâne cu disc. Clasificare. Avantaje și dezavantaje
3.4.1.1 Clasificare:
de tip deschis folosite în special la automobile;
de tip închis folosite în special la tractoare.
3.4.1.2 Avantaje și dezavantaje
Mecanismele de frânare cu disc sunt utilizate din ce în ce mai mult la majoritatea automobilelor și mai ales la autoturisme datorită unor avantaje pe care acestea le au față de mecanismele de acționare cu sabot și tambur:
sensibilitate redusă față de variația coeficientului de frecare;
distribuție uniformă a presiunii pe suprafețele de frecare rezultând astfel o uzare uniformă a garniturilor de frecare și necesitatea mai rară a reglării;
suprafață mai mare de răcire și condiții mai bune pentru evacuarea căldurii (mai ales la frânele de tip deschis);
stabilitatea în funcționare la temperaturi joase și ridicate;
echilibrarea forțelor axiale și lipsa celor radiale;
un timp de răspuns mai redus care provine din existența unor jocuri mai mici între suprafețele de frecare;
asigură același moment de frânare indiferent de sensul de mers;
înlocuirea ușoară a garniturilor de fricțiune;
realizarea reglării automate a jocului dintre suprafețele de frecare prin construcții simple.
Totuși această soluție prezintă și unele dezavantaje:
solicitări termice mai mari pentru garniturile de fricțiune și pentru lichidul de frână;
dificultăți în realizarea frânei de staționare sau de siguranță cu o eficacitate suficientă.
3.4.2 Construcția frânelor de tip deschis. Constructiv frânele cu disc se clasifică în:
3.4.2.1 Dupa constructia discului:
disc simplu;
disc autoventilat.
Schema unei frâne cu tip deschis este prezentată în figura următoare:
a) disc ventilat b) disc simplu
Figura 3.2 Frâna cu disc de tip deschis
Această soluție prezintă următoarele avantaje:
distribuție uniformă a presiunii pe suprafețele de frecare, deci o uzură uniformă a garniturilor de fricțiune;
suprafață mare de răcire și condiții mai bune pentru evacuarea căldurii;
stabilitate în funcționare la temperaturi joase și ridicate;
posibilitatea de a funcționa cu jocuri mici între suprafețele de frecare deci timp de răspuns redus;
independența eficacității frânării de gradul de uzare al garniturilor de fricțiune;
asigură același moment de frânare indiferent de sensul de mers;
masa proprie redusă pentru același moment de frânare față de frânele cu tambur;
înlocuirea ușoară a garniturilor de fricțiune;
realizarea reglării automate a jocului dintre suprafețele de frecare prin construcții simple
3.4.2.2 După construcția și funcționarea etrierului:
etrier fix pe fuzetă, cu pistoane pe ambele părți ale discului;
etrier flotant (culisează transversal față de disc), cu piston pe o singură față a discului.
Figura 3.3 Schemele constructive ale frânelor cu disc în funcție de tipul etrierului:
cu etrier fix; b) cu etrier flotant; 1 -plăcuțe cu garnituri de fricțiune; 2 -pistoane; 3 -disc de frână neventilat; 4 -etrier; 5 –portetrier
Construcția celor două tipuri de frâne cu disc este prezentată și în figura 3.4.
Figura 3.4 Construcția frânelor cu disc
a) cu etrier fix: 1 -disc neventilat; 2 -ventil de aerisire; 3 -manșon de protecție;
4 -garniture de etanșare; 5 -piston; 6 -plăcuță cu garniture de fricțiune; 8 -știft de ghidare pentru plăcuțe; b) cu etrier flotant: 1 -disc autoventilat; 2 -portetrier; 3 -etrier; 4 -plăcuță cu garnitura de fricțiune; 5 -știft de ghidare pentru plăcuțe; 6 -arc de menținere a etrierului pe port etrier; 7 -ventil de aerisire; 8 -piston.
Frânele cu tip deschis nu posedă efect servo și au o eficacitate redusă. Pentru a înlătura acest dezavantaj se mărește presiunea din conducte de aproximativ 2 ori, iar diametrele pistoanelor de acționare sunt de 2…2,5 ori mai mari față de cele de la frânele cu tambur. În unele cazuri se utilizează mai mulți cilindri de acționare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu și pentru a putea folosi plăcuțe cu suprafețe mai mari. Întotdeauna frânele cu disc se utilizează cu un servomecanism.
Datorită ritmului intens de uzare al garniturilor de fricțiune și a grosimii mari a garniturii este necesară utilizarea unor dispozitive de reglare automată și continuă a jocului care să permită deplasări mari ale pistonului. Prezintă avantaje mecanismele care folosesc forța de frecare.
În figura 3.5 sunt prezentate două dispozitive de reglare automată și continuă a jocului dintre disc și garnitură, primul montat în interiorul pistonului (folosește forța de frecare) iar al doilea folosește deformarea controlată a garniturii de etanșare dintre piston și cilindru.
Figura 3.5 Dispozitiv de reglare automată și continuă a jocului dintre disc și garnituri [1]:
a) cu frecare dintre un segment și un bolț, ambele montate în interiorul pistonului: 1 și 2 -șaibe montate în interiorul pistonului; 3 -manșon de protecție; 4 -piston; 5 -garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montată strâns pe piston; 6 -segment elastic montat strâns pe bolț; 7 -corpul etrierului; 8 –piuliță; 9 -bolț concentric cu pistonul; j -jocul admis între disc și garnitură; b) prin deformarea controlată a garniturii de etanșare 7 dintre piston și cilindru.
3.4.3 Construcția frânelor cu disc de tip închis
Frâna cu disc de tip închis se utilizează la unele automobile grele și la tractoare, este de construcție etanșă și în consecință perfect protejată de apă și murdărie.
În figura 3.6 se prezintă construcția unei frâne cu disc de tip închis cu servoefect pentru autocamioane.
Figura 3.6 Constructia frânei cu disc de tip închis [1]:
a) părți componente: 1 și 2 -discurile de presiune montate pe talerul suport al frânei; 3 -bile; 4 -cilindri de acționare a discurilor; 5 -carcasa mecanismului fixată pe butucul roții; b) frână liberă; c) frână acționată.
Efectul servo se obține prin blocarea deplasării discului 2 de un reazem montat pe talerul suport, discul 1 fiind acționat în continuare atât de pistonul cilindrului receptor, cât și de forța tangentială de frecare dintre el și carcasă.
3.5 Transmisia sistemului de frânare
3.5.1 Rol, condiții impuse și parametri caracteristici
Transmisia sistemului de frânare este compusă din ansamblul de elemente cuprinse între elementul de comandă (pedala sau maneta) și mecanismul de frânare propriuzis cu rol de a transmite comanda de frânare și de a acționa mecanismul de frânare.
Se clasifică după energia utilizată pentru acționarea mecanismelor de frânare și după modul de transmitere al comenzii.
Energia utilizată pentru acționarea frânelor poate fi:
energia musculară a șoferului;
o sursa independentă de energie controlată de șofer;
o combinație dintre cele două tipuri de energie.
După modul de transmitere al comenzii de la elementul de comandă la frâne, transmisia poate fi:
mecanică;
hidraulică;
pneumatică;
electrică; mixtă.
Transmisia cu servomecanism adaugă la forța cu care șoferul acționează elementul de comandă forța suplimentară al servomecanismului.
Condiții specifice impuse: randament ridicat; simplitate constructivă; siguranță și fiabilitate ridicate; efort și cursă în limite prescrise ale elementului de comandă.
3.5.2 Construcția transmisiei hidraulice
Transmisia de tip hidraulic este cea mai folosită la autoturisme și automobile comerciale ușoare. Aceasta se folosește mereu în tandem cu servomecanismul deoarece singură nu poate realiza un raport de transmitere a forțelor ridicat.
a) Avantajele transmisiei hidraulice:
repartiția dorită a forțelor de frânare între punți, și între saboți sau plăcuțe se realizează ușor;
dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompă centrală, cilindrii receptori) datorită presiunii mari de lucru și posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori în interiorul mecanismului de frânare;
timp redus la intrarea în acțiune;
masă redusă.
b) Dezavantajele transmisiei hdraulice:
funcționare dificilă la temperaturi scăzute (mai mici de 30°C);
sensibilitate la pătrunderea aerului în instalație;
etanșări costisitoare.
Transmisia hidraulică a sistemului de frânare este compusă din elementele principale, prezentate în figura 3.7.
Figura 3.7 Schema sistemului de frânare [5]
1 -pompa centrală de frână; 2 -pedala de frână; 3 -blocul electrohidraulic al supapelor; 4 -dispozitiv de acționare al frânei de stationare; 5 -tambur; 6 -etrier; 7 -disc frână; 8 -unitatea electronică de control.
3.6 Etrierul
Etrierele joacă un rol foarte important în buna funcționare a sistemului de frânare. Ele trebuie să asigure:
siguranță maximă;
fără sunete neplăcute la frânare, optimizate pentru eliminarea vibrațiilor;
costuri optime ale reparației, adaptate la valoarea mașinii.
Figura 3.8 Etrier [5]
Etrierul de frână poate fi fix sau flotant. O construcție cu etrier flotant cu un singur cilindru de acționare este mai puțin recomandată având o fiabilitate mai mică deoarece pistonul poate să ajungă gripat datorită coroziunii sau cel mai adesea impurităților ce pătrund între piston și cilindrul de acționare.
Acesta este cel mai adesea fabricat din fontă sau cel mai recent aluminiu, având unul sau mai multe pistoane ce acționează asupra plăcuței de frână. Pistoanele sunt în general fabricate din aluminiu sau oțel cromat. Se recurge la aceste materiale pentru a preveni corodarea și griparea pistonului.
În figura 3.9 este prezentat un etrier flotant montat în ansamblu unei frâne cu disc.
Figura 3.9 Sistemul de frânare cu disc cu etrier flotant
1 -prezon; 2 -capac antipraf; 3 -butucul roții; 4 -disc; 5 -canale radiale pentru ventilare; 6 -garnitură de frecare; 7 -conductă hidraulică; 8 -cilindru de acționare; 9 -șurub prin care se face purjarea sistemului de frânare; 10 -etrier; 11 -orificiu pentru vizualizarea uzurii garniturii de fricțiune; 12 -bolț pe care se deplasează etrierul.
Etrierul poate fi montat în mai multe poziții unghiulare. În figura 3.9 etrierul este montat la 0°C, iar în figura 3.10 etrierul este poziționat la 45 °C.
Figura 3.10 Etrier poziționat la 45 °C
În figura 3.11 sunt prezentate elementele componente ale frânei cu disc mai detaliat.
Figura 3.11. Elementele componente ale frânei cu disc de tip deschis
1 -reprezintă discul de fână; 2 -etrierul; 3 -conducta hidraulică; 4 -șurub de fixare; 5 -etrierul văzut din spate; 6 -placa de fixare a etrierului pe punte; 7 -scut împotriva pătrunderii apei și mizeriei; 8 -plachet și garnitura de frecare exterioară; 9 -plachet și garnitura de frecare interioară; 10 -agrafa de fixare; 11 -bucșa de fricțiune; 12 -piston; 13 -garnitura de etanșare; 14 -carcasa etrierului; 15 -șurub de fixare a etrierului; 16 -șurub prin care se face purjarea sistemului de frânare; 17 -bucșa.
La frânele cu disc, etrierul poate fi fix sau flotant pe punte. În cazul de față etrierul este montat flotant pe punte și este prevăzut cu un singur cilindru de acționare dispus de o parte sau de alta a discului, aici pistonul fiind dispus pe partea dreaptă a discului. La soluțiile la care etrierul se fixează el este prevăzut cu doi cilindri de acționare. Etrierul trebuie să fie suficient de robust spre a nu se deforma sub acțiunea unor forțe foarte mari.
Datorită faptului că discul se dilată puțin în plan axial, această frână permite ca jocul dintre disc și garniturile de frecare să fie menținut la valori mult mai mici decât la frânele cu tambur. Discul poate fi montat pe butucul roții fie pe circumferința exterioară, fie pe circumferința interioară. În cel de al doilea caz există posibilitatea deformării discului sub acțiunea fluxurilor termice create la frânare. În primul caz acest pericol este mai redus, iar butucul roții, sub formă de ventilator creează un curent de aer care favorizează răcirea mai rapidă a discului.
3.7 Definitivarea soluției tehnice alese
În urma studierii soluțiilor tehnice posibile pentru sistemul de frânare, a avantajelor și dezavantajelor, precum și a soluției pentru care au optat producătorii modelului de referință ales, s-a adoptat pentru sistemul de frânare următoarea variantă, descrisă în continuare.
Soluția aleasă, pentru puntea față, este cea a frânei cu disc de tip deschis. Pentru frânele față se vor utiliza discuri de frână ventilate și se va folosi etrier flotant.
Transmisia sistemului de frânare va fi hidraulică cu două circuite în X.
Pentru a micșora efortul depus de conducătorul auto la frânare se va utiliza un servomecanism vacuumatic. Frâna de staționare va fi acționată cu ajutorul unei manete, amplasate între scaunele din față. Transmisia va fi mecanică și frâna va acționa asupra roților de la puntea spate.
Pentru o siguranța mai mare la frânare autovehiculul va fi dotat și cu un sistem antiblocare ABS BOSCH 8.0 cu 4 canale și cu câte un traductor de viteză la fiecare roată.
3.8 Lichidul de frână
Lichidul de frână este un amestec de fluid sintetic cu inhibatori de corozine și oxidare. Acesta trebuie să se încadreze în cerințele specificației românești acceptate SR ISO 4925:2007.
Condiții impuse lichidului de frână [7]:
să aibă un punct de fierbere cât mai ridicat pentru a împiedica formarea bulelor la temperaturi ridicate care apar în sistemul de frânare;
punctul de fierbere trebuie să fie cât mai constant pe întreaga durată de folosire a lichidului care se găsește în sistem adică să nu se modifice prin influențe atmosferice;
cantitatea de apă să fie de ordinul 2/1000 volumetric.
vâscozitatea la frig să fie cât mai redusă iar la căldură cât mai mare;
compresibilitatea să fie redusă și pe cât posibil independența de temperatură și de presiune;
să prezinte o bună protecție anticorozivă față de piesele metalice din instalația de frânare;
să prezinte proprietăți de lubrifiere bune, pentru a proteja contra uzării pieselor mobile;
să prezinte un comportament la spumare favorabil, adică spuma odată formată să dispară repede;
să prezinte o solubilitate redusă a gazelor pentru a evita formarea spumei;
să nu atace în mod excesiv vopseaua autovehiculului, în cazul în care, întâmplător ajunge în contact cu aceasta;
să aibă o toxicitate redusă față de om și alte mamifere.
Lichidele de frână tind în general să sufere o ușoară degradare în cursul primelor luni de utilizare datorită umidității după care urmează o oarecare stabilizare. Recomandările de înlocuire ale lichidelor de frână sunt în general între 6 luni și 3 ani.
Durata de utilizare a lichidului de frână este limitată, în special, de scăderea punctului de fierbere a acestora datorită contaminării cu apă. Punctul de fierbere al lichidului cu 2% apă reprezintă cu aproximație valoarea acestuia la sfârșitul perioadei de utilizare. Recomandările pentru înlocuirea lichidului de frână sunt dictate de conținutul de apă și respectiv de punctul de fierbere care se află în general între 155 și 165 °C.
Lichidul de frână DOT 4 este un fluid de calitate superioară pentru frână și ambreiaj, complet sintetic. Este deasemenea conform cu specificația DOT 5.1, pe toate planurile, mai puțin în privința vâscozității la temperaturi joase. Poate fi folosit în sistemele de frâne și ambreiaj și în sistemele servo ale autoturismelor, camioanelor, autobuzelor, motocicletelor și utilajelor, acolo unde este indicat lichidul de frână DOT 3 și DOT 4. Nu este indicat să fie amestecat cu lichidul de frână DOT 5.
Figura 3.12 Mărirea temperaturii de fierbere în funcție de suprapresiunea în sistemul de frânare la DOT [4]
Lichidul de frână DOT 4 îndeplinește performanțele lichidelor de frână SR ISO 4925:2007 prezentând un punct de fierbere scăzut față de presiunea din sistemul de frânare.
3.9 Sisteme de siguranță activă
3.9.1 ABS -sistemul anti- blocare a roților
Sistemul ABS (engleză anti-lock braking system) este un sistem pentru vehicule motorizate ce previne blocarea roților în timpul frânării. Aceasta prezintă două avantaje: permite șoferului să păstreze controlul direcției în timpul frânării și scurtează distanța de frânare.
Construcția sistemului este prezentată în figura 3.13.
Figura 3.13 Sistemul anti-blocare al roților (ABS – Anti-lock Braking Sistem)
1 -traductor turație; 2 -indicator de bord; 3 -blocul electrohidraulic al supapelor; 4 -unitatea de control; 5 -pompa centrală
Presiunea de frânare realizată de către pompa centrală de frână cu servomecanism vacuumatic este transmisă prin supapa de intrare a mecanismului de acționare la roată. Turația roții se micșorează până când unitatea de control a ABS-ului recunoaște tendința de blocare a roții cu ajutorul traductorului de turație. Dacă roata are tendința de blocare, pentru a evita creșterea în continuare a presiunii de frânare este alimentată bobina supapei de intrare, aceasta se închide, și presiunea de frânare rămâne constantă. Presiunea de frânare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic. Pompa hidraulică începe să funcționeze și pompează lichidul de frână din acumulatorul hidraulic în pompa centrală, iar pedala de frână se va deplasa ușor în sus. Roata care a avut tendința de blocare este eliberată, își mărește turația, iar blocarea dispare.
Pentru o frânare optimă este necesară o nouă creștere a presiunii de frânare, la o anumită turație a roții. În acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentată (supapa de intrare se deschide), pompa hidraulică lucrează în continuare, absoarbe lichidul din acumulatorul hidraulic și îl refulează în circuitul de frânare, presiunea de frânare iar crește, iar roată va fi din nou înfrânată. Aceasta fază se repetă de până la 5…6 ori pe secundă și este recunoscută prin mișcarea pulsatorie a pedalei de frână.
Variantele sistemului ABS se diferențiază prin numărul canalelor de control și numărul traductoarelor de turație de la roți. Aceste variante sunt prezentate în figura 3.14
Figura 3.14 Variante ale sistemului ABS
1 – 4 canale și 4 traductoare în paralel; 2 – 4 canale și 4 traductoare în diagonală; 3 – 3 canale și 3 traductoare (roțile față plus puntea spate); 4 – 2 canale și 3 traductoare.
Pentru sporirea eficienței procesului de frânare și pentru mărirea fiabilității sistemului, se va adopta varianta ABS cu 4 traductoare și 4 canale de control în diagonală.
În figura 3.15 este prezentată principiul de funcționare a traductorului de turație din sistemul ABS.
Figura 3.15 Traductorul de turație din componența ABS
3.9.2 Sisteme auxiliare de sporire a siguranței active [6]
a) Distribuția electronică a forței de frânare –EBV
La autovehiculele cu tracțiune față, partea din față este mai grea decât partea din spate, astfel încât în cazul acționarii frânelor, centrul de greutate al autovehiculului se deplasează spre față. Prin această aderență la roțile spate scade simțitor și roțile tind să se blocheze. Prin distribuția forței de frânare, frânarea automobilului se realizează mai eficient, iar fenomenul de blocare al roților este înlăturat.
b) Blocarea electronică a diferențialului –EDS
Dacă o roată motoare pierde aderență, în condiții grele de deplasare, împiedicând deplasarea autovehiculului, printr-o forță de frânare definită, roata fără aderență este frânată. Astfel forța de tracțiune asupra roții se deviază către roata cu aderență mai bună, permițând deplasarea.
c) Program electronic de asigurare a stabilității –ESP
Cu ajutorul ESP-ului se poate crește capacitatea de control asupra autovehiculului în situațiile limită ale dinamicii de deplasare. De exemplu, în cazul curbelor luate prea rapid, ESP-ul extinde funcția ABS și reduce pericolul de derapare, în orice condiții ale carosabilului. Prin intervenția punctuală asupra managementului motorului și asupra frânelor, ESP-ul împiedică o posibilă derapare a autovehiculului. ESP-ul acționează în întreg domeniul de viteze și se cuplează automat la fiecare pornire a motorului. Acest sistem poate fi cuplat și decuplat în caz de necesitate, prin apăsarea tastei ESP. Dacă ESP-ul este decuplat, lampa de control este aprinsă în permanență. Acest lucru este însă recomandat numai în cazul rulării cu lanțuri de zăpadă și în cazul suprafețelor de rulare afânate, necompacte de exemplu zăpadă, nisip, pietriș.
Bibliografie
1. Mateescu V., Notițe de curs „Sisteme de Frânare, Direcție și Suspensie”, Facultatea de Transporturi, București, 2008;
2. Macarie T., Frățilă Gh., Ponțincu Gh., „Calculul și Construcția Automobilelor”, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1986;
3. www.wikipedia.com
4. www.gulf.com/gulf-brake-fluid-dot-4
5. ***Carte Bosch „Sistemul de Frânare”
6. www.Skoda.ro/siguranță_activă.html
7. Gheorghișor M., “Carburanti, Lubrifianți și Materiale auto speciale”, Editura Paralela 45, 2003.
CAPITOLUL IV
Proiectarea generală a sistemului de frânare pentru automobilul proiectat. Precizări privind sdiagnosticarea și mentenanța sistemului de frânare
4.1 Determinarea forțelor și momentelor de frânare la punțile autovehiculului
Pentru a putea realiza dimensionarea de ansamblu a dispozitivului de frânare este nevoie să cunoaștem momentele de frânare la punțile autovehiculului. Pentru aceasta se calculează mai întâi reacțiunile normale ale căii de rulare asupra roților, considerându-se că autovehiculul ce trebuie proiectat se deplasează rectiliniu într-un plan orizontal.
Figura 4.1 Forțele și momentele ce acționează asupra automobilului la frânare.
În continuare se vor folosi ipoteze simplificatoare care vor exclude anumite influențe ce ar putea apărea în determinarea acestor forțe și momente de frânare. Se vor neglija astfel rezistența aerului, rezistența totală datorată pieselor aflate în mișcare de rotație și rezistența la rulare.
Un element foarte important în această determinare este reprezentat de coeficientul de aderență (φx), acesta aflându-se în strânsă legătură cu fenomenul de adeziune, mecanism ce stă la baza frecării dintre cauciuc și calea de rulare. Adeziunea este forța de frecare de suprafața determinată de fenomenul de stick – slip (lipire – alunecare) și care crează legături moleculare între cauciuc și calea de rulare urmate de întinderea, ruperea și refacerea lor. Acest coeficient de aderență nu trebuie totuși confundat cu coeficientul de frecare, acesta din urmă fiind mai mare.
Factorii ce pot influența coeficientul de aderență sunt:
construcția pneului: materialul benzii de rulare, lățimea petei de contact;
presiunea aerului din pneu -există o valoare optimă la care φx este maxim. Pe drumuri deformabile, la reducerea presiunii se mărește φx. Pe cele cu suprafața tare și uscată, fenomenul este invers;
rugozitatea căii: înălțimea optimă a neregularităților 4 – 5 mm;
viteza autovehiculului;
acoperirea suprafeței cu apă.
Figura 4.2 Variația coeficientului de aderență pentru cale uscată și cale umedă [4]
Tabelul 4.1 Coeficientul de aderență pentru pneu [4]
Având în vedere cele menționate anterior și tabelul 4.1 se va adopta coeficientul de aderență φx = 0,9.
Până în acest moment, în capitolul 2 au fost determinați mai mulți parametri ce vor ajuta la determinarea momentelor și forțelor de frânare:
a -distanța de la axa punții față până la centrul de greutate al automobilului încărcat; a = 1330 mm;
b -distanța de la axa punții spate până la centrul de greutate al automobilului încărcat; b = 1420 mm;
L – ampatamentul; L = 2750 mm;
Ga – greutatea autovehiculului; Ga = 1950;
hg – înălțimea centrului de greutate; hg = 470 mm;
rs – raza statică; rs = 307 mm;
rr – raza de rulare; rr = 300 mm;
r0 – raza liberă; r0 = 326 mm;
Reacțiunile normale la limita de aderență sunt:
(4.1)
(4.2)
Cunoscând reacțiunile putem acum calcula forțele de frânare:
(4.3)
(4.4)
În continuare se vor determina momentele la frânare la punți, care au expresiile:
(4.5)
(4.6)
unde:
este raza de rulare a roții, calculată în capitolul 2.
Ȋn figura 4.3 se prezintă schema de calcul pentru determinarea momentului de frânare la roată.
Figura 4.3 Schema de calcul pentru frâna cu disc de tip deschis
Se va considera, în continuare că momentul de frânare la punte este egal cu suma momentelor de frânare la roțile punții, rezultând astfel:
și (4.7)
(momentul de frânare pentru o roată la puntea față)
(momentul de frânare pentru o roată la puntea spate)
Raportul dintre forțele de frânare la punți pentru care la are loc frânarea ideală se calculează cu relația:
(4.8)
Repartiția forțelor de frânare pe punțile automobilului se exprimă cu ajutorul coeficientului de repartiție , definit cu relația:
Pentru a exprima repartiția forțelor de frânare se folosesc coeficienții și :
iar legătura dintre , și este dată de relația:
Pentru construcțiile uzuale de frâne cu disc de tip deschis se recomandă ca valoarea raportului dintre raza interioară și raza exterioară a discului de frână să fie
În capitolul 1, în urma analizei statistice cu histograme, s-au ales următoarele valori pentru razele exterioare ale discurilor de frână:
raza exterioară a discului de frână de la puntea față, ;
raza exterioară a discului de frână de la puntea spate .
Pentru valoarea razele interioare ale discurilor de frână vor fi
și
, (raza interioară a discului de frână de la puntea față);
, (raza interioară a discului de frână de la puntea spate).
Raza medie se va calcula cu formula [1]:
(4.9)
Valoarea forței normale din figura 4.3 are expresia [1]:
(4.10)
unde:
-reprezintă coeficientul de frecare dintre discul de frână și garnitura de frecare, [1];
-reprezintă forța normală;
-reprezintă numărul de perechi de suprafețe de frecare, .
Se obțin:
– pentru discurile roților punții față:
– pentru discurile roților punții spate
Forța normală se poate determina din condiția de echilibru a garniturii de fricțiune în funcție de valoarea forței de acționare a pistonului.
Pentru frâna fără efect servo s-a determinat forța de acționare a pistonului din condiția de echilibru a garniturii de fricțiune (proiecția forțelor după axa cilindrului, figura 4.4),
(4.11)
rezultă: (4.12)
unde:
-reprezintă coeficientul de frecare dintre bac (placa suport a garniturii) și corpul cilindrului de acționare , preluat din [1].
Se alege:
Figura 4.4 Forțele care acționează asupra garniturilor de fricțiune la frâna cu disc de tip deschis
Din ecuația mai de sus s-au obținut:
-pentru discurile rotilor punții față;
– pentru discurile rotilor punții spate
Coeficientul de eficacitate al frânelor cu disc fără efect servo este definit de relația:
(4.13)
Valorile coeficientului de eficacitate sunt:
-pentru discurile roții punții față (în cazul frânei fără efect servo);
-pentru discurile roților punții spate (în cazul frânei fără efect servo).
4.2 Influența repartiției forțelor de frânare la punți asupra parametrilor capacității de frânare
Paramatrii capacității de frânare, decelerația maximă posibilă și spațiul minim posibil de frânare, se obțin când roțile ambelor punți ajung simultan la limita de aderență.
Condițiile de aderență pentru reacțiunile tangențiale sunt:
, (4.14)
Reacțiunile normale și se determină din ecuațiile de moment în raport cu punctul B și, respectiv, punctul A. Neglijând efectele aerodinamice, cele ale cuplurilor de inerție ale roților și cel al rezistenței la rulare, rezultă:
, (4.15)
(4.16)
Dacă se ține seama că (ecuația de proiecție a forțelor pe direcția vitezei), relațiile (4.15) și (4.16) devin:
, (4.17)
(4.18)
Apoi dacă se consideră că la ambele punți coeficienții de aderență sunt identici (), inegalitățile (4.17) și (4.18) pot fi scrise sub forma:
(4.19)
(4.20)
sau altfel scrise:
(4.21)
(4.22)
Când se consideră la limita semnului egal din relațiile de mai sus se obțin ecuațiile a două drepte și , variabilele fiind și .
Astfel, pentru un autoturism, încărcat cu o anumită sarcină, care se deplasează pe un anumit drum, mărimile a, b, L, si sunt cunoscute și constante, în timp ce reacțiunile tangențiale, și , sunt mărimi variabile dependente de forța la pedală.
Pentru a obține dreapta D1 se vor calcula valorile pentru valorile de la 0 la 1 folosind relația (4.22). Ȋn cazul dreptei D2 se vor calcula valorile pentru valorile de la 0 la 1, cu relația (4.21).
Pentru a se obține rezultate cât mai apropiate de situațiile reale se vor calcula aceste două drepte pentru 3 cazuri distincte: φ = 0,3, φ = 0,7 si φ = 0,9.
Rezultatele au fost centralizate în tabelul 4.2
Tabelul 4.2 Determinarea dreptelor de aderență
Figura 4.5 Domeniile de aderență ale roților frânate
Fiecărui domeniu îi corespunde o anumită situație pentru roțile unui autovehicul, astfel:
Domeniul I:
– roțile din față și din spate rulează fără tendința de blocare;
Domeniul II:
– roțile din față se blochează iar cele din spate rulează fără a manifesta tendința de blocare;
Domeniul III:
– roțile din față rulează fără a manifesta tendința de blocare iar cele din spate se blochează;
Domeniul IV:
– roțile de la ambele punți se blochează.
În figura 4.5. mai sunt definite domeniile de aderență ale roților frânate în cazul unui autoturism, pentru cele două valori ale coeficientului de aderență . În această diagramă se poate lucra direct cu și , deoarece la frânările fără blocarea roților, decelerațiile unghiulare nu sunt mari și se poate considera că . Dacă se consideră atunci repartiția forțelor de frânare la punți se reprezintă printr-o dreaptă (1) care trece prin origine. În cazul de față se consideră că forțele de frânare se repartizează astfel încât raportul . Tot pe același grafic s-a reprezentat și variația forței la pedala în functie de .
Punctul de intersecție între cele două drepte reprezintă regimul de frânare la care este atinsă limita de aderență, simultan pentru ambele punți, obținându-se, astfel, cea mai mare forță totală de frânare.
În figură sunt reprezentate și trei drepte de repartiție 1, 2 și 3. Drepta 1 trece exact prin intersecția dreptelor de aderență. Dacă repartiția forțelor de frânare are loc după dreapta 1, limita de aderență este atinsă simultan la toate roțile, în punctul intersecției, după care, dacă forța la pedală continuă să crească, are loc blocarea tuturor roților frânate.
4.2.1 Determinarea parabolei ideale de frânare
Punctul de intersecție a dreptelor de aderență reprezintă regimul în care frânarea se realizează cu eficiență și stabilitate maximă, deoarece în acest caz limita de aderență este atinsă simultan la toate punțile. Poziția acestui punct se modifică totuși în planul diagramei în funcție de valoarea coeficientului de aderență care schimbă unghiurile de înclinare a dreptelor de aderență.
Locul geometric al puntelor de intersecție a dreptelor de aderență va reprezenta parabola ideală de frânare. Expresia matematică a acestei condiții este:
(4.23)
Din ecuația (4.26) rezultă că:
, (4.24)
din care se poate scoate:
(4.25)
Această ecuație este cea a unei parabole în coordonate , care trece și prin originea sistemului de axe și poartă numele de parabola ideală de frânare.
Parabola ideală de frânare stabilește legătura dintre forțele tangențiale de frânare la cele două punți astfel încât ele să atingă simultan limita de aderență, când se obține decelerația maximă posibilă la limita de aderență pentru drumul respectiv.
Ecuația parabolei mai poate fi scrisă și sub forma:
(4.26)
Din ecuația parabolei (4.26) se deduce ecuația axei parabolei:
(4.27)
Parabola trece prin origine și intersectează axa ordonatelor în punctul:
(4.28)
Figura 4.6 Parabola repartiției ideale a forțelor de frânare la punți
Fiecărui punct al parabolei ideale de frânare îi corespunde o valoare a coeficientului de aderență. Pentru un sistem de frânare cu repartizare constantă a forțelor de frânare la punți, condiția de frânare optimă nu este satisfăcută decât pentru o singură valoare a coeficientului de aderență, ce corespunde intersecției dreptei de repartiție 1 cu PIF.
4.3 Verificarea frânelor la solicitările mecanice și termice
Dimensionarea discurilor de frână se face, de regulă, pe cale empirică, pornind de la soluții similare existente, verificate în exploatare.
La frânele cu disc prezintă o importanță deosebită solicitările termice, care sunt mult mai mari decât la frânele cu tambure, dar și răcirea acestora este mai rapidă datorită construcției, cu variații rapide în timp și cu gradienți de temperatură foarte mari. Rezultă deci că dimensionarea tamburelor și discurilor se face pe considerente de rigiditate și solicitări termice.
Procesul de frânare, în deosebi al frânării intensive, presupune transformarea într-un timp foarte scurt a unei cantități de energie mecanică în energie termică.
În cazul frânării autovehiculul cu deceleratia , puterea care este absorbită de către frâne [2] este apoximativ egală cu:
[kw] (4.29)
Decelerațiile la frânare pot ajunge la 6 – 8 m/s2, rezultă deci că puterea care trebuie să fie absorbită de frâne depășește adesea puterea motorului de 4 – 5 ori, uneori această valoare ajungând să crească până la 9 – 10 ori.
Cantitatea mare de căldură care se degajă în timpul frânării contribuie la înrăutățirea calităților de frânare ale autovehiculelor și grăbește uzarea garniturilor de fricțiune.
La încălzirea frânelor adesea se observă o diminuare a eficacității acestora, datorită așa numitului fenomen „fading”. Acesta se explică prin micșorarea coeficientului de frecare a unor materiale, a garniturilor de fricțiune în urma evaporării, la încălzire, a substanței liante și a formării pe suprafața garniturii a unui strat unsuros.
În cursul frânării se mai modifică și dimensiunile pieselor componente ale frânelor din cauza încălzirii acestora. Uzarea garniturilor de fricțiune crește repede cu creșterea temperaturii. În urma a numeroase încercări cu diferite tipuri de garnituri s-au stabilit că uzura garniturii se mărește de 2 – 5 ori în cazul ridicării temperaturii de la 1000C până la 3000C. Garniturile de fricțiune moderne pot suporta timp îndelungat o temperatură de 350 – 5000C. Temperatura admisibilă pentru garniturile de etanșare ale cilindrilor receptori este de 170-1900C, iar temperatura anvelopelor, în zona de contact cu janta, nu trebuie să depășească 90- 950C.
Pentru a obține, la frânarea autovehiculului, decelerația va fi necesară o forță de frânare [2]:
(4.30)
4.3.1 Verificarea solicitărilor mecanice ale frânelor
Verificarea solicitărilor mecanice ale frânelor se apreciază cu ajutorul unor parametri, dintre care cei mai utilizați sunt: presiunea pe suprafața garniturilor de fricțiune, lucrul mecanic specific de frecare, puterea specifică de frânare și încărcarea specifică.
4.3.1.1 Presiunea pe suprafața garniturilor de fricțiune
Cu ajutorul presiunii dintre garnitura de fricțiune și disc se apreciază durabilitatea garniturilor de fricțiune. Se admite că presiunea pe disc este uniformă și se consideră o presiune medie care se calculează cu relația [2]:
(4.31)
unde:
-este semiunghiul la centru al garniturii de fricțiune,
și -razele care sunt exprimate în cm.
Se adoptă valoarea în grade a unghiului la centru , pentru care .
Presiunea medie admisibilă este .
Ȋnlocuind în relația (4.31) obținem următoarele presiuni medii:
4.3.1.2 Lucrul mecanic specific de frecare
Durabilitatea garniturilor de fricțiune se apreciază și cu ajutorul lucrului mecanic specific de frecare dat de relația:
(4.32)
unde:
-este lucrul mecanic al forțelor de frânare;
-reprezintă suprafața garniturilor de fricțiune de la toate frânele.
Se consideră că în timpul frânării variația energiei cinetice este egală cu lucrul mecanic de frânare:
(4.33)
unde:
V -este viteza automobilului la începutul frânării, .
Ȋnlocuindu-l pe în relația (4.32) rezultă următoarea relație de calcul pentru :
(4.34)
Aria totală a suprafețelor de frecare, , o putem calcula cunoscând dimensiunile discurilor de frână și valoarea unghiului la centru a garniturii de fricțiune:
(4.35)
Aplicând relația (4.35) vom determina lucrul mecanic specific de frecare pentru două cazuri: când frânarea începe de la viteza de a automobilului și când frânarea începe de la viteza maximă constructivă a acestuia, .
Tabelul 4.3 Lucrul mecanic specific de frecare la frânarea automobilelor
pentru: :
;
Această valoare se încadrează în limitele recomandate și anume 10 daNm/cm2, valoarea maximă admisibilă.
pentru: :
;
Și în acest caz valoarea obținută se încadrează în limitele recomandate.
4.3.1.3 Puterea specifică de frânare
Puterea de frânare necesară la frânarea automobilului de masă , de la viteza până la oprire, cu decelerația maximă este dată de relația:
(4.36)
iar puterea specifică:
(4.37)
Având în vedere distribuția forței de frânare pe punți, exprimată prin coeficienții și , se face verificarea separat pentru fiecare punte, cu relațiile:
pentru puntea față: ;
pentru puntea spate:
unde:
și -reprezintă suprafețele garniturilor de fricțiune ale frânelor punții din față, respectiv spate.
Puterea specifică admisibilă depinde de tipul autovehiculului și de tipul frânei, astfel:
pentru frânele cu disc ale automobilelor:
.
4.3.1.4 Ȋncărcarea specifică a garniturii de fricțiune
Aprecierea solicitărilor garniturilor de fricțiune, în unele cazuri, se poate realiza utilizând încărcarea specifică definită de relația:
(4.38)
Pentru frânele cu disc (la proiectare se recomandă ), lucru care în cazul studiat este valabil.
4.3.2 Calculul termic al frânelor
Calculul termic al frânelor unui autovehicul se poate face numai pe baza unor date experimentale referitoare la condițiile reale de răcire ale frânelor în procesul de frânare. În faza de proiectare este indicat să se ia în considerare parametrii caracteristici ai construcțiilor existente care au fost verificate în practică. Calculele termice efectuate pe baza acestor date, chiar dacă nu reflectă în mod fidel solicitarea termică a frânelor autovehiculului proiectat, constituie un mijloc de evitare a unor neconcordanțe mari între dimensionare și cerințele de exploatare.
Calculul termic al frânelor se efectuează pentru următoarele regimuri de frânare:
frânare intensivă izolată;
frânare îndelungată;
frânări repetate efectuate la intervale de timp regulate și egale ca intensitate.
4.3.2.1 Calculul termic al frânelor la frânarea intensivă.
În cazul unei frânari intensive, izolate, de scurtă durată se neglijează schimbul de căldură cu exteriorul, considerându-se că întreaga cantitate de căldură care se degajă contribuie la ridicarea temperaturii mecanismului de frânare, adică este preluată de disc.
Bilanțul termic la frânarea intensivă de la viteza V până la oprirea autovehiculului este dat de relația:
(4.39)
unde:
-coeficient care reprezintă fracțiunea din căldura produsă și preluată de disc;
-greutatea discului de frână;
– căldura masică extrasă din tabelul 4.4;
-greutatea autovehiculului;
-numărul de roți frânate;
-creșterea de temperatură a discului;
Din relația (4.39) rezultă creșterea de temperatură a discului:
(4.40)
Determinarea creșterii de temperatură se va face separat pentru frânele din față și din spate.
(4.41)
Discurile se vor realiza din fontă și în acest caz:
;
;
-grosimea discului;
Greutatea discului față este:
Greutatea discului spate este:
Înlocuind aceste valori obținem:
Se recomandă ca la o frânare intensivă de la 30 km/h până la oprire, creșterea de temperatură să nu depăsească 150C, lucru care în cazul studiat este valabil.
Tabel 4.4 Principalele caracteristici ale materialelor utilizate în construcția frânelor cu disc
4.3.2.2 Calculul termic al frânelor în cazul frânării îndelungate.
La frânările îndelungate se ține seama și de schimbul de căldură cu mediul exterior.
Bilanțul termic corespunzător unui interval de tip este dat de relația:
(4.42)
unde:
-este cantitatea de căldură elementară rezultată la frânare;
– cantitatea de căldură elementară cedată mediului exterior;
-cantitatea de căldură elementară consumată la încălzirea discului.
Dacă se înlocuiesc cantitățile elementare de căldură , și , bilanțul termic devine:
(4.43)
unde:
-este densitatea fluxului de căldură la frânarea îndelungată la începutul frânării;
– suprafața garniturii de fricțiune;
-coeficientul de schimb de căldură dintre disc și aer;
-suprafața de răcire a discului
-temperatura relativă a discului în raport cu mediul înconjurător;
-căldura masică a amateriarului din care este confecționat discul;
-greutatea discului;
-creșterea de temperatură.
Integrând această relație și punând condiția inițială și , rezultă timpul necesar pentru ca temperatura discului să ajungă la o valoare prestabilită:
[s] (4.44)
Densitatea fluxului de căldură este dată de relația [2]:
[kcal/cm2s] (4.45)
unde:
-este decelerația la frânare.
În cazul unei frânări îndelungate, temperatura maximă a discului se poate calcula cu relația aproximativă:
[C] (4.46)
unde:
-este un coeficient de repartiție a căldurii între garniturile de fricțiune și disc;
-densitatea fluidului de căldură calculat cu relația (4.44);
-densitatea materialului discului, ; extras din tabelul 4.4;
-căldura masică a discului, extrasă din tabelul 4.4;
-decelerația autovehiculului la frânare;
-este viteza de deplasare a autoturismului;
-difuzivitatea termică calculată cu relația:
unde:
-este conductivitatea termică ; extrasă din tabelul 4.4.
Astfel vom obține:
Trebuie ca, în condițiile de încercare prescrise de Regulamentul nr. 13 al C.E.E. a O.N.U., temperaturile din frâne să nu depăsească 3000C, lucru care în cazul studiat este valabil.
4.3.2.3 Calculul termic al frânelor în cazul frânărilor repetate.
La frânările repetate, când numărul acestora este mare, se stabilește un echilibru între căldura degajată și căldura evacuată ajungându-se la temperatura de saturație a discului dată de relatia:
(4.47)
unde:
-este temperatura mediului ambient;
-creșterea de temperatură datorită unei frânări;
-coeficient ce caracterizează condițiile de răcire a frânelor;
-intervalul dintre frânări.
Creșterea de temperatură se calculează cu relația:
unde:
-este energia absorbită la o singură frânare;
-reprezintă masa discului.
În cazul în care se consideră că frânările se fac până la oprirea autovehiculului creșterea de temperatură se determină cu relația:
(4.48)
Coeficientul depinde de mărimea suprafețelor de frecare, condițiile de montaj ale discului pe butuc, viteza automobilului, etc. Pentru , coeficientul . Se alege .
La frânarea de la viteza , până la oprirea autovehiculului, creșterea de temperatură va fi:
la frânele din față:
la frânele din spate:
, valori calculate anterior
Voi considera temperatura mediului ambiant 22 de grade Celsius. Pentru intervalul dintre frânări se consideră 3 variante: 10s, 20s și 50s.
Astfel vom obține:
pentru intervale de 10s:
pentru intervale de 20s :
pentru intervale de 50s :
unde:
-este temperatura de saturație pentru discul frânelor față;
-este temperatura de saturație pentru discul frânelor spate.
Se recomandă ca temperatura de saturație să nu depașească 300 °C pentru frânele cu disc, lucru în care la noi este valabil.
4.4 Calculul transmisiei sistemului de frânare
Calculul se face pornind de la forțele necesare pentru acționarea plăcuțelor.
4.4.1 Diametrul cilindrului receptor se determină cu relația[1]:
(4.49)
unde:
S -este forța de acționare a plăcuțelor;
p -este presiunea lichidului care se adoptă.
Cu cât presiunea p are o valoare mai ridicată, cu atât cerințele impuse conductelor de legatură, îmbinărilor și racordurilor sunt mai severe, dar în schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte. Se admite .
Forțele și au fost calculate anterior, cu formula (4.12), iar presiunea din circuit se adoptă cu valoarea atinsă la frânări intensive .
Rezultă astfel diametrele cilindrilor de acționare:
pentru frânele față:
pentru frânele spate:
4.4.2 Forța la pedală [1]:
-este forța care realizează cu ajutorul cilindrului principal presiunea din circuitul hidraulic și se determină cu relația:
(4.50)
unde:
-este raportul de transmitere al pedalei (); se adoptă ;
-raportul de transmitere hidraulic;
-diametrul cilindrului principal;
-randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru (figura 4.7), pentru calcule se va adopta .
Figura 4.7 Influența presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice.
Prelucrând relația (4.50) putem determina valoarea raportului hidraulic, și cunoscând dimensiunile cilindrilor de acționare vom determina diametrul cilindrului principal:
(4.51)
punem condiția ca:
Conform tabelului 4.5 se va adopta diametrul nominal al cilindrului primar
Tabelul 4.5 Dimensiunile și toleranțele recomandate pentru cilindrii principali. [10]
Raportul de transmitere hidraulic este:
pentru frânele față:
pentru frânele spate:
Se face verificarea forței din pedală necesară pentru a acționa sistemul de frânare cu relația (4.50) și se observă că aceasta respectă condiția [9]:
pentru acționarea frânelor față:
pentru acționarea frânelor spate:
Forța maximă admisibilă la pedala de frână pentru autoturisme este de 50….65 daN valoare superioară celei calculate.
Cursa pedalei este limitată din considerente de comoditate a acționării. În cazul autoturismelor, cursa maximă este limitată la . Pentru o frână reglată corespunzător, cursa pedalei până la frânarea completă reprezintă din cursa maximă.
La determinarea cursei pedalei se ține seama de volumele de lichid corespunzătoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori și de volumul de lichid consumat pentru preluarea jocurilor.
4.4.3 Cursa totală a pedalei
În cazul unui automobil cu două punți, cu frâne la toate roțile, cursa totală a pedalei, neglijând deformărilie conductelor, se determină cu relația:
(4.52)
din relația de mai sus rezultă:
(4.53)
unde:
și – sunt cursele pistoanelor cilindrilor de lucru;
– jocul dintre pistonul cilindrului principal și tija de acționare, , (se alege , conform [1]);
-distanța dintre buza garniturii primare a pistonului cilindrului principal și marginea opusă a orificiului de compensare (, pentru cilindrul principal în tandem, conform [1]).
Cursele pistoanelor cilindrilor de lucru se adoptă ca fiind egale cu și .
Ȋnlocuind termenii cunoscuți în relația (4.53) obținem cursa totală a pedalei de frână egală cu
4.5 Mentenanta preventivă a subansamblului frână față
Prin mentenanță înțelegem totalitatea operațiilor de verificare, reparare, întreținere și reglare a unui sistem tehnic.
Rolul și funcționarea sistemului de frânare fac din mentenanța acestui sistem una dintre cele mai importante operațiuni care se pot întreprinde asupra unui autovehicul, dată fiind importanța pe care o ocupă sistemul de frânare pentru siguranța pasagerilor.
4.5.1 Discul de frână
4.5.1.1 Modificarea stării tehnice
în urma folosirii intense a sistemului de frânare, exemplu la coborârea unor pante lungi, cu frânări îndelungate, temperatura discului de frână atinge valori foarte ridicate; în urma contactului brusc al acestuia cu o sursă de răcire, discul se poate fisura.
Fig 4.10 Disc corodat pe suprafața de frecare
corodarea discurilor provoacă în timpul folosirii sistemului de frânare un zgomot care dacă nu se elimină după o folosire mai intensă, necesită schimbarea discului.
4.5.1.2 Verificări ale discului de frână
se verifică grosimea discului, trebuie ca aceasta să nu fie mai mică decât valoarea indicată de constructor. Dacă se constată o uzare a discului mai mare decât cea indicată de constructor aceasta se va schimba.
4.5.1.3 Reglaje
după operațiile de prelucrare pentru obținerea discului de frână se face o echilibrare a acestuia. Această echilibrare se face prin lipsă sau adaos de material. Nu există alte operații de reglare.
4.5.1.4 Întreținere
pentru evitarea deteriorării stării tehnice a discului de frână se schimbă plăcuțele de frână înainte ca acestea să atingă limita maximă de uzuare admisă de constructor.
4.5.2 Plăcuțele de frână
Plăcuțele de frână se înlocuiesc atunci când grosimea garniturilor de frecare, inclusiv suportul au sub 7mm în punctul cel mai uzat, în situația desprinderii garniturilor de suport sau în situația apariției unei fisuri. Înainte de a se trece la înlocuirea plăcutelor de frână, se face controlul uzurii acestora, folosind o riglă gradată, măsurarea făcându-se fără demontarea acestora.
4.5.3 Etrierul de frână
La demontare este necesar să se tină cont de recomandările următoare:
după ce au fost demontate etrierele de frână de pe discul de frână, este interzisă orice acționare a pedalei de frână, în caz contrar pistonul etrierului fiind eliminat din cilindru;
este interzisă înlocuirea plăcuțelor de frână cu altele de tip diferit sau cu garnituri de fricțiune de altă calitate, decât cele indicate de constructor;
dacă plăcuțele de frână nu sunt complet uzate, dar totuși prezintă pe suprafața de fricțiune denivelări și strângere de material de fricțiune pe unele porțiuni, mai ales în canalul din mijlocul plăcuței, se recomandă să se curețe suprafețele, evitându-se astfel zgomotul ce apare în aceste situații la acționarea frânei de serviciu.
Pentru remontare, operațiile se execută invers celor de la demontare, tinându-se cont de următoarele recomandări:
plăcutele de frână se montează pe etrier pe partea laterală, apoi se introduc împreună pe discul de frânare, lăsându-se un joc frontal de 0,15…0,20 mm;
pentru intrarea usoară a plăcutelor pe disc, inainte de remontare se împinge pistonul etrierului cu mâna, spre interior, rotindu-l usor și având grijă să nu se distrugă garnitura de protecție exterioară;
la așezarea plăcuțelor de frână pe etrier se va ține seama de bolțul de orientare al poziției de montare, întotdeauna acest bolț trebuie să fie exterior în sensul de rotație al roții;
jocul dintre plăcuțele de frână și disc se reglează automat, deci nu trebuie să fie reglat pe parcurs;
înainte de montarea plăcuțelor de frână, se va observa și uzura discului de frână;
în toate cazurile când discurile de frână sunt descentrate (fulajul peste 0,2 mm) sau prezintă rizuri adânci peste cele prescrise, se recomandă înlocuirea lor cu altele noi.
4.5.3.1 Modificarea stării tehnice
griparea pistonasului;
fisuri
4.5.3.2 Verificări ale etrierului
zgomotele din timpul frânării apar datorită înclinării etrierului la frânele cu disc, a fisurări sau uzării pronunțate a discului de frână, a uzării garniturilor de ferodou, a slăbirii arcurilor de readucere a saboților, a impurităților depuse între suprafețele de frecare ale frânei, etc;
4.5.3.3 Reglaje
jocul dintre plăcuțele de frână și disc se reglează automat, deci nu trebuie să fie reglat pe parcurs
4.6 Mentenanța altor elemente din transmisia hidraulică a sistemului de frânare
4.6.1 Servomecanismul vacuumatic
4.6.1.1 Modificarea stării tehnice:
fisurarea membranei;
ruperea sau modificarea caracteristicii elastice a membranei;
neetanșeitați la nivelul furtunului și racordurilor la depresiunea în colectorul de admisie.
4.6.2 Conducte și racorduri
4.6.2.1 Modificarea stării tehnice
neetanșeități;
gâturi sau obturări ale conductelor;
fisurări, spargeri ale conductelor.
4.7 Diagnosticarea sistemului de frânare folosind standul cu rulouri
Una din cele mai importante operațiuni care aparțin de mentenanță și care se pot face asupra automobilului este diagnosticarea sistemului de frânare.
Mai jos este prezentată schema standului de diagnosticare
Figura 4.8 Schema standului de diagnosticare a sistemului de frânare cu rulouri: 1 -motor electric; 2 -cuplaj; 3 -reductor; 4 -rulouri; 5 -rolă autoblocare; 6 -lanț; 7 -pârghie; 8 -marca tensometrică.
Diagnosticarea sistemului de frânare se poate face în două moduri:
în condiții reale de funcționare pe drum, metodă ce are avantajul de a solicita sistemul exact așa cum este în funcționare;
cu ajutorul standurilor specializate.
Această a două soluție vine în completarea primei metode de diagnosticare, deoarece nu vor putea exista permanent condiții pentru o astfel de diagnoză (ex: polaie, ninsoare, vânt, etc.).
Cele mai folosite standuri pentru diagnosticarea sistemului de frânare sunt cele de forță, la care antrenarea roților se face cu ajutorul unor rulouri acționate la rândul lor de motoare electrice. Există și standuri la care rulourile sunt antrenate de niște mase inerțiale. Acestea prezintă avantajul că au un gabarit mai mic și prețuri mai reduse. Totuși se optează pentru folosirea standurilor de forță deoarece la acestea se poate face o diagnosticare pe elemente.
Pentru ca rezultatele să fie cât mai precise iar erorile cât mai mici înainte de diagnosticarea propriu zisă se fac o serie de operații premergătoare:
se controlează ca anvelopele să nu fie murdare sau ude și se verifică adâncimea profilului lor;
se verifică și dacă e cazul, se reface presiunea din pneuri, cu o abatere maximă admisă față de valorile recomandate de constructor de +/- 0,01Mpa;
se verifică și eventual se reglează cursa liberă a pedalei de frână, aducând-o la valoarea nominală prescrisă de fabricant;
se verifică și la nevoie se reglează cursa liberă a dispozitivului de comandă a frânei de staționare;
se controlează etanșeitatea sistemului de frânare și dacă este cazul se înlătură defecțiunile;
se aduce automobilul cu puntea din față pe standul cu rulouri, cu axa sa longitudinală încadrată cât mai simetric cu putință față de cele două module ale standului și perpendiculara pe axele rulourilor; roțile nu trebuie să vină în contact cu părțile laterale ale cadrului rulourilor;
se aduce levierul schimbătorului de viteze la punctul mort;
se montează traductorul pedometrului pe pedala de frână;
se pun în mișcare rulourile standului și se apasă de câteva ori pe pedală de frână pentru a verifica stabilitatea automobilului pe stand și pentru a încălzi puțin frânele. Dacă în timpul acestor manevre automobilul alunecă lateral fără a putea fi stabilizat înseamnă că sistemul de direcție este dereglat și diagnosticarea frânelor se întrerupe, reluîndu-se după ce au fost înlăturate eventualele jocuri din mecanism și a fost restabilită geometria roților de direcție și a pivoților lor.
Standul oferă două moduri de operare: semiautomat și automat. Modul automat prezintă dezavantajul că nu este posibilă memorarea datelor.
În continuare va fi prezentată procedura de testare pentru acest tip de stand:
se șterg din memoria microprocesorului datele diagnosticării anterioare;
se montează pedometrul pe pedala de frână;
se pun în mișcare rulourile standului;
în prima fază lămpile laterale ale afișajului se aprind intermitent, ceea ce indică înregistrarea rezistențelor la rulare create de frecarea din lagărele roților;
se începe apăsarea progresivă a pedalei abia în momentul în care lămpile rămân aprinse încontinuu. Dacă pe perioada procesului de frânare între roți apare un dezechilibru mai mare de 20% lampa roșie de pe panoul de afișare se va aprinde astfel: pentru un dezechilibru cu valori între 20 și 30% se va aprinde intermitent, iar peste 30% va rămâne aprinsă încontinuu;
se determină greutatea repartizată punții față;
valorile măsurate până acum sunt memorate și se trece la diagnosticarea punții spate care se va face identic, urmând aceiași pași.
După ce s-au efectuat toate operațiunile aferente diagnosticării, rezultatele obținute vor fi tipărite pe o fișă, care este reprezentată în figura de mai jos.
Fișa trebuie să conțină obligatoriu câmpuri referitoare la stația în care s-a făcut diagnosticarea, să afișeze rezultatele obținute în urma acestui proces dar și limitele superioare pentru fiecare parametru măsurat.
Normativele în vigoare din țara noastră prevăd limite doar pentru valorile obținute la atingerea forței maxime de frânare. Valoarea admisă la acționarea frânei de serviciu este de 20%, în timp ce pentru frâna de staționare limita maximă de dezechilibru este de 30%. În ceea ce privește eficacitatea frânei de serviciu, aceasta trebuie sa fie de cel puțin 50%, iar pentru frâna de staționare minim 20%.
Figura 4.9 Fișa de diagnosticare a sistemului de frânare
Bibliografie
1. Mateescu V., Notițe de curs „Sisteme de Frânare, Directie și Suspensie”, Facultatea de Transporturi, București, 2008;
2. Frătilă, Gh., Mărculescu, Gh. „Sisteme de Frânare ale Autovehiculelor”, Editura Tehnică, București 1986;
3. Anghelache Gabriel, Notițe de Curs „Mentenanța Autovehiculelor” , Facultatea de Transporturi, București 2009.
4. Andreescu, C., Notițe de curs „Dinamica Autovehiculelor”, Facultatea de Transporturi, București 2008.
5. Anghelache Gabriel, Notițe de curs “Încercarea autovehiculelor”, Facultatea de Transporturi, București 2008;
6. www.gulf.com/gulf-brake-fluid-dot-4.
7. ***Carte Bosh „Sistemul de Frânare”;
8. www.Skoda.ro/siguranță_activă.html;
9. Regulamentul ECE-ONU, nr. 13 – Prescripții uniforme referitoare la omologarea vehiculelor din categoriile M, N și O, în ceea ce privește frânarea, ultima actualizare în 2006;
10. Limpert, R. – „Brake Design and Safety”, Society of Automotive Engineers, Inc., Warrendale, PA – USA, 1992
CAPITOLUL V
Proiectarea discului și a etrierului de frână din comopnența subansamblului frână față. Alegerea materialului, stabilirea preciziei dimensionale, a calității suprafețelor și a tratamentelor termochimice
5.1 Rolul funcțional al discului de frână
Discurile de frână sunt expuse unor solicitări mari în timpul funcționării. Împreună cu plăcuțele de frână discurile realizează procesul de frânare propriu-zisă. Autoturismele moderne utilizează pentru roțile punții față discuri de frână ventilate, iar pentru roțile punții spate discuri normale sau tambure. Discurile ventilate prezintă avantajul că sporesc randamentul sistemului de frânare. Acestea constau în două straturi, între care există un spațiu gol, cu fante de ventilație. Aceste fante sunt poziționate astfel încât în timpul rulării să se formeze un curent de aer între cele două straturi. Astfel este evacuata căldura și suprafețele de frânare sunt răcite suplimentar și din interior. Eficiența frânelor se păstrează astfel un timp mai îndelungat.
Două dimensiuni de funcționare sunt decisive pentru calitatea, eficiența și confortul unui disc de frână:
bătaia laterală, adică paralelismul inelului de frecare față de butucul roții;
grosimea inegala adică paralelismul suprafetelor inelului de frecare.
Cauzele frânării inegale sau a zgomotelor neplăcute sunt de obicei neregularitățile suprafeței discurilor sau deviațiile laterale ale discului.
Figura 5.1 Disc de frână ventilat pentru puntea față
5.1.1 Dimensionarea generală a discului de frână
Conform modelelor similare si analizei realizate în capitolul 3, s-a ales ca sistemul de frânare să fie unul cu discuri ventilate pentru roțile punții față. Pentru discul de frână ventilat s-a adoptat valoarea diametrului exterior de 270mm și o grosime de 25mm.
Discul se fixează prin prezoane înfiletate în butuc, centrarea acestuia făcându-se pe diametrul interior. Datorită construcției relativ simple rezultă un preț de cost scăzut, precum și o activitate de mentenanță ușor de realizat.
La fixarea roții și a discului se vor folosi 5 prezoane ce vor fi dimensionate în cele ce urmează. Acestea în timpul frânării sunt supuse unor eforturi de forfecare și strivire, produse de momentul de frânare.
Forța de forfecare este dată de următoarea relație de calcul:
, (5.1)
unde:
-este momentul de franare la roata punții față ();
-este raza de dispunere a prezoanelor (s-a adoptat ).
În continuare, înlocuind în relația de mai sus și efectuând calculul se obține valoarea forței de forfecare:
Pentru calculul diametrului necesar pentru cele 5 prezoane de fixare a discului se va folosi următoarea relație de calcul:
,
unde:
-este tensiunea de forfecare admisibilă; s-a considerat .
Realizând înlocuirile în relația de mai sus, s-a obtinut următoarea valoare a diametrului șurubului de fixare a discului de frână: . Din STAS 8677-88 M12x1.25, s-a ales valoarea standardizată a diametrului surubului .
Discul de frână prezintă următoarele suprafețe funcționale principale:
1. suprafața de frecare cu plăcuța de frână, căreia se impune o rugozitate ;
2. suprafața de așezare pe butuc, căreia se impune o rugozitate ;
3. suprafața fără importanță, căreia se impune o rugozitate
.
Figura 5.2 Disc de frână ventilat- evidențierea suprafețelor funcționale principale
5.1.2 Condițiile dimensionale impuse discului:
diametrul exterior al discului: ;
diametrul interior al discului: ;
diametrul cercului de dispunere a găurilor: ;
diametrul interior minim: .
Suprafețele fără importanță ale discului se vor executa într-o treapta de precizie 10…12 ISO, iar suprafețele active vor fi executate în treapta de precizie 7 ISO.
În ceea ce privește stabilirea dimensiunilor discului de frână al roții punții față s-a ținut seama de următoarele condiții:
deoarece acesta reprezintă o piesa importantă a sistemului de frânare, s-a urmărit să se realizeze un disc rigid;
în zonele care prezintă secțiuni periculoase s-au prevăzut raze de racordare, ce au rolul de a diminua șansele unor eventuale ruperi.
5.1.3 Stabilirea succesiunii operațiilor de obținere a piesei semifabricat și a piesei finite
Pentru a putea alege un procedeu tehnologic de obținere a piesei semifabricat trebuie avute în vedere clasa din care face parte piesa, tehnologicitatea construcției, greutatea, dimensiunile de gabarit, cerințele economice, precizia dorită, materialul ales pentru execuția piesei și tipul producției.
Piesa semifabricat poate fi obținută printr-un procedeu tehnologic de turnare, unul de deformare plastică sau combinat. În continuare se vor analiza avantajele și dezavantajele celor două procedee de bază.
5.1.3.1 Turnarea
Avantaje:
permite realizarea de piese cu configurații diferite, în clasele de precizie 6…16, cu suprafețe cu o rugozitate de 1,6…200;
permite realizarea unor piese cu proprietăți diferite în secțiuni;
permite automatizarea complexă a procesului tehnologic;
permite obținerea unei structuri uniforme a materialului piesei.
Dezavantaje:
consum mare de manoperă, îndeosebi la turnarea în forme temporare;
costuri ridicate pentru materialele auxiliare;
necesită măsuri eficiente contra poluării mediului și pentru îmbunătățirea condițiilor de muncă.
5.1.3.2 Deformarea plastică
Avantaje:
se obțin produse cu proprietăți mecanice superioare celor turnate;
se obține o structură cu cristaline fine;
cost minim de metal;
precizie mare.
Dezavantaje:
costul ridicat al mașinilor și instalatiilor;
utilizarea unor forțe mari de deformare.
Ținând cont de aspectele prezentate mai sus rezultă faptul că turnarea este cel mai bun procedeu de obținere al piesei semifabricat, pentru discul de frână. Acesta fiind un disc ventilat are o formă complexă greu de obținut prin intermediul altor procedee tehnologice. În plus va fi confecționat din fontă, care este un material ce prezintă o turnabilitate foarte bună.
Procedeul de turnare folosit va fi turnarea în coji. Acesta asigură obținerea unor piese cu dimensiuni precise, suprafețe foarte netede, precum și o economicitate mare de amestec de formare. Aceasta se va alcătui din nisip cuarțos foarte fin, cu granule de maximum 0,1–0,2mm, având drept liant 6–10% rășină sintetică fenol-formaldehidică și 1% urotropină, amestecul fiind umezit cu circa 2% acetonă.
5.1.4 Precizarea jocurilor fundamentale și a modalităților de reglare
În ceea ce priveste funcționarea bună a sistemului de frânare, un rol decisiv îl au jocurile funcționale și modalitățile de reglare a acestora, cu o influență majoră asupra eficacității procesului de frânare și fiabilității sistemului.
Alegerea necorespunzătoare a acestor jocuri poate influența negativ momentul de intrare în funcțiune a sistemului de frânare, presiunea din conducte (circuitul hidraulic), presiunea pe suprafața de lucru a discului și cursa pedalei.
La nivelul sistemului de frânare sunt importante următoarele jocuri: jocul dintre disc și garniturile de fricțiune și jocul dintre pistonaș și cilindrul receptor (din componența etrierului).
În cazul jocului dintre disc și garniturile de fricțiune, datorită ritmului intens al uzării garniturilor de fricțiune se impune utilizarea obligatorie a unor dispozitive de reglare automată a jocului. Sunt realizate practice mai multe tipuri de dispozitive pentru reglarea automată a jocului dintre disc și garniturile de fricțiune
5.2 Rolul funcțional al etrierului
Din punct de vedere construnctiv etrierul este compus dintr-un singur corp (carcasa), în alcătuirea căruia se găsește un cilindru receptor și un pistonaș care acționează asupra plăcuțelor de frână. În urma frecării dintre plăcuțele de frână și discul de frână se obține efectul de frânare.
Principiul de funcționare este următorul:
când este acționată pedala de frână lichidul sub presiune ajunge la nivelul pistonașului, împingându-l pe acesta către plăcuțe;
pistonul culisează în interiorul cilindrului receptor apăsând plăcuțele de frână pe discurile de frână (etrierul transformă presiunea hidraulică în forța mecanică de apăsare a plăcuțelor pe discul de frână).
Figura 5.2 Schema de ansamblu a sistemului de frânare cu disc de tip deschis
Datorită faptului că sistemul de frânare funcționează la presiuni foarte mari, etanșarea dintre cilindrul receptor și pistonaș trebuie să fie bună. În consecință, cele două piese necesită o prelucrare foarte bună. Etanșarea dintre pistonaș și cilindrul receptor este asigurată de o garnitură. Pentru a preveni pătrunderea impurităților în sistem, etrierul este prevăzut cu un burduf din cauciuc.
Prin consțructie etrierul este prevăzut cu orificii de purjare pentru evacuarea aerului din instalație.
5.2.1 Condițiile tehnice impuse etrierului de frână
În privința preciziei dimensionale și a calității suprafețelor avem pentru etrier:
perpendicularitatea suprafeței pe axa normală de deplasare a cilindrului nu trebuie să depășească valoarea de 0.01mm;
paralelismul axelor găurilor de culisare a etrierului față de axa normală de deplasare a acestuia nu trebuie să depășească valoarea de 0.02mm;
rugozitatea suprafeței exterioare este preferabil să fie de Rz=3, pentru un aspect plăcut al acesteia;
rugozitatea suprafeței interioare a etrierului trebuie să fie de 0.2 deoarece este necesară o bună etanșeitate și un joc cât mai redus.
5.2.2 Alegerea materialului pentru etrier
În ceea ce privește alegerea materialului pentru etrier, trebuie să se țină seama de următoarele criterii:
analizând condițiile în care el funcționează, etrierul trebuie să fie realizat dintr-un material cu proprietăți bune anti-coroziune și anti-oxidare;
este binecunoscut faptul că etrierul funcționează la temperaturi ridicate, în consecință etrierul trebuie realizat dintr-un material cu o comportare bună la temperaturi mari;
pentru a fi evitate eventuale gripări ale pistonașului în cilindru, suprafața de contact dintre cele două piese conjugate (cilindrul receptor și pistonaș) este prelucrată cu precizie.
În continuare, sunt prezentat două din materialele utilizate la fabricarea etrierelor, atât din punct de vedere al compoziției chimice (tabelul 5.1), cât și din punct de vedere al proprietăților (tabelul 5.2).
Tabel 5.1 Compoziția chimică a materialelor pentru fabricarea etrierelor
Tabel 5.2 Proprietățile materialelor pentru fabricarea etrierelor
Analizând modelele similare din punct de vedere al materialului din care sunt realizate etrierele și luând în considerare proprietățile materialelor prezentate în tabelul 5.2, s-a ales ca material pentru fabricarea etrierelor discurilor roților de pe puntea față o fontă aliată tratată termic, cu următoarea compoziție:
C = 3.70 %;
Si = 3.10 %;
Mn = 0.70 %;
P = 0.34 %;
S = 0.07 %;
Cr = 0.60 %;
Ni = 0.70 %;
Cu = 1.10 %.
5.3 Procesul tehnologic de montare și demontare a discului de frână
Pentru demontarea ansamblului butuc-disc frână se realizează următoarele operații:
se slăbesc piulițele de la roți, se ridică autovehiculul pe cric sau elevator și se scot roțile;
se demontează etrierul, fără debranșarea racordului flexibil și se recuperează garniturile de frână;
se demontează suportul etrierului și cele trei șuruburi 5 de fixare a discului de frână;
se imobilizează discul de frână și se scoate piulița 6 a fuzetei;
se înșurubează trei șuruburi 1 speciale în butucul 2 și se verifică dacă ele sunt în contact cu portfuzeta 3;
prin înșurubarea progresivă a șuruburilor 1, se extrage ansamblul butuc -disc, apoi se separă butucul 2 de discul de frână 4.
După demontarea discului, acesta se curață și se suflă cu aer în vederea constatării eventualelor defecțiuni enumerate mai sus, făcându-se și următoarele măsurători:
grosimea discului de frână;
bătaia axială.
Remontarea ansamblului butuc -disc pe portfuzetă se face în ordine inverse operațiilor realizate la demontare, respectându-se următoarele condiții tehnice:
se verifică starea tehnică a racordurilor flexibile și a garniturilor de frână;
înainte de a remonta ansamblul disc -butuc pe canelurile fuzetei, este obligatorie ungerea rulmentului și a alezajului butuc cu unsoare Li Ca Pb II;
remontarea ansamblului butuc -disc pe fuzetă se face cu dispozitivul T. Av. 236;
se vor respecta cuplurile de strângere astfel: șuruburi de fixare a suportului etrierului -6.5 daNm; șuruburi de fixare a discului pe butuc -2.5 daNm; piulița fuzetei -16 daNm; piulița roată -7 daNm.
Figura 5.3 Schema de demontare a discului de frână față
5.4 Procesul tehnologic de montare și demontare a etrierului
5.4.1 Demontarea
La demontarea etrierului se execută operațiile principale:
se demontează roata față;
se scoate lichidul de frână din rezervorul compensator;
se scot siguranțele și plăcile de fixare;
se deșurubează racordul canalizației rigide pe racordul flexibil și se scoate blocul etrier, observându-se și starea de uzură a garniturilor de frână.
5.4.2 Montarea
Remontarea ansamblului etrier se face în ordinea inversă demontării, executându-se în plus operațiile următoare:
umplerea etrierului cu lichid în scopul ușurării aerisirii ulterioare a circuitelor de frânare;
după remontare se execută obligatoriu aerisirea frânei.
Cuplurile de strangere:
surub de aerisire – 0.8daNm;
racord flexibil – 2daNm;
racord conducte rigide – 1.4daNm;
5.5 Fișa film a tehnologiei de fabricare a discului
În tabelul 5.3 este prezentată succesiunea operațiilor de prelucrare pentru procesul tehnologic de fabricare.
Tabel 5.2 Operațiile prelucrării mecanice la fabricarea discului
Bibliografie
1. Amza, Gh., Dumitru, M., Rândașu, V. „Tratat de Tehnologia Materialelor”, Editura Academiei Române, Bucuresti 2002.
2. Voicu, M. Notițe de curs „Tehnologia Materialelor” Facultatea de Transporturi, București 2006.
3. Bejan, N. Notite curs „Fabricarea și repararea autovehiculelor”, Facultatea de Transporturi, Bucuresti 2008
=== Capitolul 5 ===
CAPITOLUL V
Proiectarea discului și a etrierului de frână din compnența subansamblului frână față. Alegerea materialeului, stabilirea preciziei dimensionale, a calității suprafețelor și a tratamentelor termochimice
5.1 Rolul funcțional al discului de frână
Discurile de frână sunt expuse unor solicitări mari în timpul funcționării. Împreună cu plăcuțele de frână discurile realizează procesul de frânare propriu-zisă. Autoturismele moderne utilizează pentru roțile punții față discuri de frână ventilate, iar pentru roțile punții spate discuri normale sau tambure. Discurile ventilate prezintă avantajul că sporesc randamentul sistemului de frânare. Acestea constau în două straturi, între care există un spațiu gol, cu fante de ventilație. Aceste fante sunt poziționate astfel încât în timpul rulării să se formeze un curent de aer între cele două straturi. Astfel este evacuata căldura și suprafețele de frânare sunt răcite suplimentar și din interior. Eficiența frânelor se păstrează astfel un timp mai îndelungat.
Două dimensiuni de funcționare sunt decisive pentru calitatea, eficiența și confortul unui disc de frână:
bătaia laterală, adică paralelismul inelului de frecare față de butucul roții;
grosimea inegala adică paralelismul suprafetelor inelului de frecare.
Cauzele frânării inegale sau a zgomotelor neplăcute sunt de obicei neregularitățile suprafeței discurilor sau deviațiile laterale ale discului.
Figura 5.1 Disc de frână ventilat pentru puntea față
5.1.2 Dimensionarea generală a discului de frână
Conform modelelor similare si analizei realizate în capitolul 3, s-a ales ca sistemul de frânare să fie unul cu discuri ventilate pentru roțile punții față. Pentru discul de frână ventilat s-a adoptat valoarea diametrului exterior de 270 mm și o grosime de 25 mm.
Discul se fixează prin prezoane înfiletate în butuc, centrarea acestuia făcându-se pe diametrul interior. Datorită construcției relativ simple rezultă un preț de cost scăzut, precum și o activitate de mentenanță ușor de realizat.
La fixarea roții și a discului se vor folosi 5 prezoane ce vor fi dimensionate în cele ce urmeaza. Acestea în timpul frânării sunt supuse unor eforturi de forfecare și strivire, produse de momentul de frânare.
Forța de forfecare este dată de următoarea relație de calcul:
,
unde:
-este momentul de franare la roata punții față ();
-este raza de dispunere a prezoanelor (s-a adoptat ).
În continuare, înlocuind în relația de mai sus și efectuând calculul se obține valoarea forței de forfecare:
Pentru calculul diametrului necesar pentru cele 5 prezoane de fixare a discului se va folosi următoarea relație de calcul:
,
unde:
-este tensiunea de forfecare admisibilă; s-a considerat .
Realizând înlocuirile în relația de mai sus, s-a obtinut următoarea valoare a diametrului șurubului de fixare a discului de frână: . Din STAS 8677-88 M12x1.25, s-a ales valoarea standardizată a diametrului surubului .
Discul de frână prezintă următoarele suprafețe funcționale principale:
1. suprafața de frecare cu plăcuța de frânp, căreia se impune o rugozitate ;
2. suprafața de așezare pe butuc, căreia se impune o rugozitate ;
3. suprafața fără importanta, careia se impune o rugozitate .
Figura 5.2 Disc de frână ventilat- evidențierea suprafețelor funcționale principale
5.1.3 Condițiile dimensionale impuse discului:
diametrul exterior al discului: mm;
diametrul interior al discului: mm;
diametrul cercului de dispunere a gaurilor: mm;
diametrul interior minim: mm;
diametrul exterior de asezare a partii cilindrice: mm;
diametrul maxim de asezare axial pe butuc: mm;
grosimea totala a piesei: mm;
grosimea discului: mm.
Suprafețele fără importanță ale discului se vor executa într-o treapta de precizie 10…12 ISO, iar suprafețele active vor fi executate în treapta de precizie 7 ISO.
În ceea ce privește stabilirea dimensiunilor discului de frână al roții punții față s-a ținut seama de următoarele condiții:
deoarece acesta reprezintă o piesa importantă a sistemului de frânare, s-a urmărit să se realizeze un disc rigid;
în zonele care prezintă secțiuni periculoase s-au prevazut raze de racordare, ce au rolul de a diminua șansele unor eventuale ruperi.
5.1.4 Stabilirea succesiunii operațiilor de obținere a piesei semifabricat și a piesei finite
Pentru a putea alege un procedeu tehnologic de obținere a piesei semifabricat trebuie avute în vedere clasa din care face parte piesa, tehnologicitatea construcției, greutatea, dimensiunile de gabarit, cerințele economice, precizia dorită, materialul ales pentru execuția piesei și tipul producției.
Piesa semifabricat poate fi obținută printr-un procedeu tehnologic de turnare, unul de deformare plastică sau combinat. În continuare se vor analiza avantajele și dezavantajele celor două procedee de bază.
5.1.4.1 Turnarea
Avantaje:
permite realizarea de piese cu configurații diferite, în clasele de precizie 6…16, cu suprafețe cu o rugozitate de 1,6…200;
permite realizarea unor piese cu proprietăți diferite în secțiuni;
permite automatizarea complexă a procesului tehnologic;
permite obținerea unei structuri uniforme a materialului piesei.
Dezavantaje:
consum mare de manoperă, îndeosebi la turnarea în forme temporare;
costuri ridicate pentru materialele auxiliare;
necesită măsuri eficiente contra poluării mediului și pentru îmbunătățirea condițiilor de muncă.
5.1.4.2 Deformarea plastică
Avantaje:
se obțin produse cu proprietăți mecanice superioare celor turnate;
se obține o structură cu cristaline fine;
cost minim de metal;
precizie mare.
Dezavantajele:
costul ridicat al mașinilor și instalatiilor;
utilizarea unor forțe mari de deformare.
Ținând cont de aspectele prezentate mai sus rezultă faptul că turnarea este cel mai bun procedeu de obținere al piesei semifabricat, pentru discul de frână. Acesta fiind un disc ventilat are o formă complexă greu de obținut prin intermediul altor procedee tehnologice. În plus va fi confecționat din fontă, care este un material ce prezintă o turnabilitate foarte bună.
Procedeul de turnare folosit va fi turnarea în coji. Acesta asigură obținerea unor piese cu dimensiuni precise, suprafețe foarte netede, precum și o economicitate mare de amestec de formare. Aceasta se va alcătui din nisip cuarțos foarte fin, cu granule de maximum 0,1–0,2mm, având drept liant 6–10% rășină sintetică fenol-formaldehidică și 1% urotropină, amestecul fiind umezit cu circa 2% acetonă.
5.1.5 Precizarea jocurilor fundamentale și a modalităților de reglare
În ceea ce priveste funcționarea bună a sistemului de frânare, un rol decisiv îl au jocurile funcționale și modalitățile de reglare a acestora, cu o influență majoră asupra eficacității procesului de frânare și fiabilității sistemului.
Alegerea necorespunzătoare a acestor jocuri poate influența negativ momentul de intrare în funcțiune a sistemului de frânare, presiunea din conducte (circuitul hidraulic), presiunea pe suprafața de lucru a discului și cursa pedalei.
La nivelul sistemului de frânare sunt importante următoarele jocuri: jocul dintre disc și garniturile de fricțiune și jocul dintre pistonaș și cilindrul receptor (din componența etrierului).
În cazul jocului dintre disc și garniturile de fricțiune, datorită ritmului intens al uzării garniturilor de fricțiune se impune utilizarea obligatorie a unor dispozitive de reglare automată a jocului. Sunt realizate practice mai multe tipuri de dispozitive pentru reglarea automată a jocului dintre disc și garniturile de fricțiune
5.2 Rolul funcțional al etrierului
Din punct de vedere construnctiv etrierul este compus dintr-un singur corp (carcasa), în alcătuirea căruia se găsește un cilindru receptor și un pistonaș care acționează asupra plăcuțelor de frână. În urma frecării dintre plăcuțele de frână și discul de frână se obține efectul de frânare.
Principiul de funcționare este următorul:
când este acționată pedala de frână lichidul sub presiune ajunge la nivelul pistonașului, împingându-l pe acesta către plăcuțe;
pistonul culisează în interiorul cilindrului receptor apăsând plăcuțele de frână pe discurile de frână (etrierul transformă presiunea hidraulică în forța mecanică de apăsare a plăcuțelor pe discul de frână).
Datorită faptului că sistemul de frânare funcționează la presiuni foarte mari, etanșarea dintre cilindrul receptor și pistonaș trebuie să fie bună. În consecință, cele două piese necesită o prelucrare foarte bună. Etanșarea dintre pistonaș și cilindrul receptor este asigurată de o garnitură. Pentru a preveni pătrunderea impurităților în sistem, etrierul este prevăzut cu un burduf din cauciuc.
Prin consțructie etrierul este prevăzut cu orificii de purjare pentru evacuarea aerului din instalație.
Figura 5.2 Schema de ansamblu a sistemului de frânare cu disc de tip deschis
5.2.1 Condițiile tehnice impuse etrierului de frână
În privința preciziei dimensionale și a calității suprafețelor avem pentru etrier:
perpendicularitatea suprafeței pe axa normală de deplasare a cilindrului nu trebuie să depășească valoarea de 0.01mm;
paralelismul axelor găurilor de culisare a etrierului față de axa normală de deplasare a acestuia nu trebuie să depășească valoarea de 0.02mm;
rugozitatea suprafeței exterioare este preferabil să fie de Rz=3, pentru un aspect plăcut al acesteia;
rugozitatea suprafeței interioare a etrierului trebuie să fie de 0.2 deoarece este necesară o bună etanșeitate și un joc cât mai redus.
5.2.2 Alegerea materialului pentru etrier
În ceea ce privește alegerea materialului pentru etrier, trebuie să se țină seama de următoarele criterii:
analizând condițiile în care el funcționează, etrierul trebuie să fie realizat dintr-un material cu proprietăți bune anti-coroziune și anti-oxidare;
este binecunoscut faptul că etrierul funcționează la temperaturi ridicate, în consecință etrierul trebuie realizat dintr-un material cu o comportare bună la temperaturi mari;
pentru a fi evitate eventuale gripări ale pistonașului în cilindru, suprafața de contact dintre cele două piese conjugate (cilindrul receptor și pistonaș) este prelucrată cu precizie.
În continuare, sunt prezentat două din materialele utilizate la fabricarea etrierelor, atât din punct de vedere al compoziției chimice (tabelul 5.1), cât și din punct de vedere al proprietăților (tabelul 5.2).
Tabel 5.1 Compoziția chimică a materialelor pentru fabricarea etrierelor
Tabel 5.2 Proprietatile materialelor pentru fabricarea etrierelor
Analizând modelele similare din punct de vedere al materialului din care sunt realizate etrierele și luând în considerare proprietățile materialelor prezentate în tabelul 5.2, s-a ales ca material pentru fabricarea etrierelor discurilor roților de pe puntea față o fontă aliată tratată termic, cu următoarea compoziție:
C = 3.70 %;
Si = 3.10 %;
Mn = 0.70 %;
P = 0.34 %;
S = 0.07 %;
Cr = 0.60 %;
Ni = 0.70 %;
Cu = 1.10 %.
5.3 Procesul tehnologic de montare și demontare a discului de frână
Pentru demontarea ansamblului butuc-disc frână se realizează următoarele operații:
se slăbesc piulițele de la roți, se ridică autovehiculul pe cric sau elevator și se scot roțile;
se demontează etrierul, fără debranșarea racordului flexibil și se recuperează garniturile de frână;
se demontează suportul etrierului și cele trei șuruburi 5 de fixare a discului de frână;
se imobilizează discul de frână și se scoate piulița 6 a fuzetei;
se înșurubează trei șuruburi 1 speciale în butucul 2 și se verifică dacă ele sunt în contact cu portfuzeta 3;
prin înșurubarea progresivă a șuruburilor 1, se extrage ansamblul butuc -disc, apoi se separă butucul 2 de discul de frână 4.
După demontarea discului, acesta se curață și se suflă cu aer în vederea constatării eventualelor defecțiuni enumerate mai sus, făcându-se și următoarele măsurători:
grosimea discului de frână;
bătaia axială.
Remontarea ansamblului butuc -disc pe portfuzetă se face în ordine inverse operațiilor realizate la demontare, respectându-se următoarele condiții tehnice:
se verifică starea tehnică a racordurilor flexibile și a garniturilor de frână;
înainte de a remonta ansamblul disc -butuc pe canelurile fuzetei, este obligatorie ungerea rulmentului și a alezajului butuc cu unsoare Li Ca Pb II;
remontarea ansamblului butuc -disc pe fuzetă se face cu dispozitivul T. Av. 236;
se vor respecta cuplurile de strângere astfel: șuruburi de fixare a suportului etrierului -6.5 daNm; șuruburi de fixare a discului pe butuc -2.5 daNm; piulița fuzetei -16 daNm; piulița roată -7 daNm.
Figura 5.3 Schema de demontare a discului de frână față
5.4. Procesul tehnologic de montare și demontarea a etrierului
5.4.1 Demontarea
se demontează plăcuțele de frână;
se demontează capacul de la rezervorul de compensare a lichidului de frână;
se umple rezervorul de compensare până la muchia superioară cu lichid de frână nou;
se montează capacul si se obturează orificiul de ventilare cu banda adezivă
Acest lucru este necesar pentru a evita scurgerea lichidului de frână în timpul lucrărilor ulterioare.
a) Frânele de la roțile anterioare
Figura 5.3 Frânele de la roțile anterioare
se rotește volanul până când etrieul de frână este rotit înspre interior;
se demontează furtunul de frână presurizat;
a se avea grijă să nu se piardă garniturile inelare ale holșurubului.
Atenție: a se păstra o curățenie desăvârșită în zona furtunului de frână/ etrierului de frână. Nu se permite infiltrarea de impurități în sistemul de frânare.
Figura 5.4 Demontarea celor 2 șuruburi
se demontează cele 2 șuruburi de fixare ale suportului frânei și se scoate suportul frânei și se scoate suportul frânei de pe discul de frână.
b) Frânele de la roțile posterioare
Figura 5.5 Frânele de la roțile posterioare
se demontează conducta de frână de la etrierul de frână și se obturează cu un dop;
se demontează etrierului de frână prin demontarea celor 2 șuruburi ale sale.
Atenție: a se păstra o curățenie desăvârșită în zona furtunului de frână /etrierului de frână. Nu se permite infiltrarea de impurități în sistemul de frânare.
5.3.2 Montarea
se montează etrierul de frână respectiv suportul de frână pe fuzetă. Etrierul de frână anterior cu 95 Nm, etrierul de frână posterior cu 80 Nm;
se montează furtunul de frână presuriză cu holșurubul sau strângându-l cu 40 Nm. A se utiliza 2 garnituri inelare noi pentru holșurub.
se montează conducta de frână a etrierului de frână posterior cu 16 Nm;
se verifică libertatea de mișcare a etrierului de frână;
se montează plăcuțele de frână;
se ventilează sistemul de frânare.
Bibliografie
1. Amza, Gh., Dumitru, M., Rândașu, V. „Tratat de Tehnologia Materialelor”, Editura Academiei Române, Bucuresti 2002.
2. Voicu, M. Notițe de curs „Tehnologia Materialelor” Facultatea de Transporturi, București 2006.
3. Bejan, N. Notite curs „Fabricarea și repararea autovehiculelor”, Facultatea de Transporturi, Bucuresti 2008
Copyright Notice
© Licențiada.org respectă drepturile de proprietate intelectuală și așteaptă ca toți utilizatorii să facă același lucru. Dacă consideri că un conținut de pe site încalcă drepturile tale de autor, te rugăm să trimiți o notificare DMCA.
Acest articol: Autoturisme Mpv ( Multipurpose Vehicle ) (ID: 161285)
Dacă considerați că acest conținut vă încalcă drepturile de autor, vă rugăm să depuneți o cerere pe pagina noastră Copyright Takedown.