Calculul Sistemului de Franare la Mitsubishi

Calcul dinamic al autovehiculului

Prin tema de proiectare s-a cerut un autoturism pentru competiții, echipat cu motor cu aprindere prin scânteie cu puterea maximă de 278 kW/6100rot/min. Calculul dinamic are ca scop determinarea parametrilor principali ai motorului și transmisiei, care să confere automobilului calitățile dinamice și performanțele stabilite prin tema de proiectare.

Stabilirea parametrilor geometrici generali

Aceste dimensiuni se aleg din cataloage a automobilelor existente apropiate propus pentru proiectare. Parametrii geometrici generali ai automobilului sunt prezentați în figura 1.1

Figura 1.1 dimensiunile principale ale automobilului

Mărimile indicate în figura 1.1 au următoarele semnificații:

Tabel 1.1

Alegerea pneurilor și stabilirea razei dinamice a roții

În acest subcapitol se stabilesc următoarele:

Greutatea proprie:

Greutatea totală: (1.2.1)

unde : 750 N este greutatea conducătorului

Repartiția greutății pe punți:

Repartiția greutății totale pe punți se face static, pe drum orizontal, în funcție de tipul automobilului. La o mașină de cursă foarte important viteza la ieșirea din curbă……

G1= 0,45Ga = 0,45*13400 = 6368 [N] (1.2.2)

G2= 0,55Ga = 0,55*13400 = 7783 [N] (1.2.3)

Având greutățile pe punți G1 și G2 se stabilește greutatea pe fiecare roată:

Greutatea pe o roată a punții față:

(1.2.4)

Greutatea pe o roată a punții spate:

(1.2.5)

Alegerea pneurilor

În funcție de sarcina maximă pe o roată se alege din STAS tipul de pneu și se calculează raza de rulare a roții. Pentru autoturism s-a ales următorul tip de pneuri: 295/30 ZR20

Raza de rulare se poate calcula în funcție de raza liberă R0 a pneului cu relația:

(1.2.6)

unde: r0 este raza liberă;

este coeficient de deformare;

Calculul și trasarea caracteristicii externe a motorului

Prin caracteristica externă se întelege variația parametrilor principali ai motorului precum puterea, momentul motor, consumul orar de combustibil și consumul specific de combustibil în funcție de turația motorului la sarcină plină. Caracteristica externă a motoarelor cu ardere internă prezintă două puncte importante: Puterea maxima Pm la turația nm și puterea cuplului maxim PM la turația nM. Raportul dintre turația corespunzătoare momentului maxim și turația curespunzătoare puterii maxime se numește coeficient de elasticitate a motorului c.

Se calculează coeficientul de elasticitate a motorului: (1.3.1)

unde: nM este corespunzătoare momentului maxim

nm este turația curespunzătoare puterii maxime

Pentru un motor existent caracteristica exterioară se determină experimental pe un stand de încercare special amenajat, dar în cazul în care nu cunoaște caracteristica exterioară determinată pe un stand, aceata poate fi calculată cu ajutorul următoarelor relații:

Curba puterii se calculează cu relația următoare: (1.3.2)

Curba momentului se calculează cu relația următoare: (1.3.3)

În care: Pe este puterea efectivă a motorului; Pm- puterea maximă a motorului;

Me – momentul efectiv; Mm – momentul corespunzător puterii maxime; α1, α2, α3 – sunt parametrii dependenți de coeficientrul de elasticitate a motorului c

Coeficienții α se calculează cu relațiile următoare:

(1.3.4)

(1.3.5)

(1.3.6)

Verificare: α1+α2+α3= 1

Pentru calculul curbei consumului specific de combustibil ce se utilizează în general realația:

(1.3.7)

Se adoptă = 300 [g/KWh], având valori cuprinse între 250…350 [g/KWh];

Consumul orar de combustibil Ce se poate calcula ținând cont de consumul specific de combustibil ce și puterea efectivă Pe a motorului:

(1.3.8)

Zona cuprinsă între turația de moment maxim și puterea maximă se numeste regim optim de funcționare a motorului.

Valorile obținute în urma calculelor efectuate pentru construirea curbelor de putere, cuplu, consum specific și consum orar sunt prezentate în tabelul 1.2 și reprezentate grafic în diagrama 1.1

Tabel 1.2

Din tabelul 1.2 obținem următoarele:

Tabel 1.3

Diagrama 1.1 Caracteristica externă

Stabilirea vitezei maxime a automobilului

Viteza maximă a autovehiculului se determină cu ajutorul relațiilor:

(1.4.1)

Factorul (1.4.2)

Factorul (1.4.3)

Valorile folosite pentru determinarea vitezei maxime a automobilului sunt prenzentate în tabelul 1.4

Tabel 1.4

Rezultă viteza: 78,4 m/s; 282 km/h

Determinarea rapoartelor de transmitere

Determinarea raportului de transmitere al reductorului central

Valoarea raportului de transmitere al reductorului central i0 se stabilește din condiția obținerii vitezei maxime în priză direct (ultima treaptă din cutia de viteză) Vmax, pe drum orizontal de calitate foarte bună.

(1.5.1)

În care:

r – raza dinamică – 0,32 [m];

– turația la puterea maximă – 6100 [rot/min];

– raport de transmitere din priza directă a cutiei de viteze – 1;

– viteza maximă – 78,4 [m/s];

Determinarea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze

Pentru determinarea rapoartelor de transmitere din cutia de viteze se parcurg următoarele etape: se determină raportul de transmitere icv; al primei trepte din cutia de viteze, se stabilește numărul de trepte n după care se face aranjarea treptelor și se calculează rapoartele de transmitere pentru celelalte trepte ale cutiei de viteze. Raportul de transmitere al treptei întâi se calculează din condiția învingerii rezistenței maxime la înaintare și din condiția de aderentă.

(1.5.2)

0,63 ≤ ≤ 3,86

Se adoptă: = 3,45

în care :

– greutatea totală – 14150 [N];

– coeficientul maxim al rezistenței totale a drumului – 0,27;

r – raza dinamică – 0,32 [m];

– momentul la puterea maximă – 544 [Nm];

– randamentul transmisie – 0,98;

– raport de transmitere din transmisia rincipal – 2,6;

– coeficientul schimbării dinamice al reacțiunii la puntea motoare 1,1…1,3 se adoptă – 1,2;

– greutatea pe puntea motoare – 7783 [N];

– coeficient de aderență 1,8;

(1.5.3)

în care:

f – coeficient de rezistență la rulare 0,012…0,02,se adoptă 0,02;

αmax- înclinarea drumului 10o ;

Cunoscând raportul de transmitere pentru treapta întâi a cutiei de viteze icv1 se pot determina și rapoartele de transmitere ale celorlalte trepte din cutia de viteze. Pentru această se consideră că motorul funționează tot timpul pe caracteristica exterioară, adică la admisiune plină. Pentru autoturismele sport rapoartele de transmitere sunt calculate pentru a oferi accelerațiile cele mai bune în fiecare treaptă.

Tabel 1.5

Determinarea vitezelor maxime pe trepte și trasarea diagramei de variație a vitezelor

Turația minim de schimbare a treptelor de viteză trebuie să fie mai mare decât turația de moment maxim pentru a asigura funcționarea motorului în zona de stabilitate a acestuia (zona dintre nM și nmin).

Pentru trasarea diagramei vitezelor se calculează viteza pe trepte cu următoarea relație:

(1.6.1)

în care:

r – raza dinamică – 0,32 [m];

n – turația nominală;

– raport de transmitere din transmisia principală – 2,6;

– raport de transmitere pe fiecare treapă;

În tabelul 1.6. sunt prezentate valorile calculate pentru fiecare treaptă de viteză începând de la turația minimă de schimbare a treptei pâna la viteza maximă, acestea fiind reprezentate ulterior în diagrama de schimbare a treptelor. Fiindcă treptele de viteză nu sunt în progresie geometrică turația minima de schimbare a treptelor diferă în fiecare treptă.

Tabel 1.6

Determinarea vitezelor maxime pe trepte se calculează cu următoarea relație:

în care:

r – raza dinamică – 0,32 [m];

nmax – turația maximă;

– raport de transmitere din transmisia principală – 2,6;

– raport de transmitere pe fiecare treaptă;

Valorile calculate pentru vitezele maxime pe trepte sunt prezentate în tabelul 1.7.

Tabel 1.7

Diagrama 1.2 Diagrama fierăstrău; Variația vitezelor pe trepte

Calculul perfomanțelor autovehicului

Variația forței de tracțiune

Variația forței de tracțiune FR se determină pentru fiecare treaptă din cutia de viteze folosind relația:

(1.7.1)

în care:

– momentul la turatia n;

– randamentul transmisiei;

– raport de transmitere din transmisia principală – 2,6;

– raport de transmitere în functie de treapta de viteză;

– raza dinamică – 0,32 [m];

După valorile obținute se trasează caracteristica de tracțiune în funcție de viteza autovehiculului pentru fiecare treaptă de viteză considerată.

Diagrama 1.3 Variația forței la roată în funție de viteză

Factorul dinamic

Factorul dinamic apreciază calitățile generale ale automvehicului. De fapt reprezintă o forță specifică dată ca raport dintre forța de tracțiune excedentară și greutatea totală a automobilului.

Deci:

(1.7.2)

în care:

FR-forța la roată;

K- coeficient de rezistență aerodinamică – 0,26 [kg/m3];

S- aria suprafeței frontale -2,3 [m2];

V-viteza de deplasare a automobilului care variară în funcție de turația motorului și treapta din cutia de viteză;

Ga-greutatea totală: 14150 [N];

Diagrama 1.4 Variația factorului dinamic în funție de viteza autovehicului

Accelerația

Variația accelerației automobilului aa se poate determina ținând cont de variația factorului dinamic D. Deci pentru fiecare treaptă se utilizează următoarea formulă:

(1.7.3)

unde: – coeficient de rezistență totală a drumului – 0,27 (valoarea calculată în formula nr (1.5.3));

se calculează astfel:

(1.7.4)

Penru σ (0.04-0.9) s-a ales valoarea 0,07 și se obțin următoarele valori care sunt prezentate în tabelul 1.8:

Tabel 1.8

Diagrama 1.5 Accelearația în funcție de viteza autovehicului

Inversul accelerației

În funcție de accelerația automobilulu aa se calculează și se trasează inversul accelerației 1/ aa pentru fiecare treaptă.

Această se calculează cu realația următoare:

(1.7.5)

La viteză maximă, accelerația devine nulă, astfel încât curba inversului accelerației în acest caz tinde asimtotic către infinit.

Diagrama 1.6 Variația inversului accelerației în funcție de autovehicului

Rezultatele calculelor efectuate pentru forța la roată, factorul dinamic, accelerația și inversul accelerației pe fiecare treaptă sunt prezentate în tabelele: 1.8; 1.9; 1,10; 1,11; 1,12; 1,13;

Tabel 1.8

Tabel 1.9

Tabel 1.10

Tabel 1.11

Tabel 1.12

Tabel 1.13

Calculul timpului și spațiului de demaraj funcție de viteză

Timpul de demarare reprezintă timpul necesar că autovehiculul să ajungă la 0,9 din viteza lui maximă, pornind de la un punct fix, cu schimbarea succesivă a treptelor de viteze, pe un sector de drum orizontal și rectiliniu, încărcat cu sarcină normală, în condiții meteorologice standard.

Timpul de demarare se calculează cu formula:

(1.8.1)

Spațiul de demarare reprezintă distanța parcursă de autovehicul în timpul demarajului.

Spațiul de demarare se calculează cu formula:

(1.8.2)

În tabelul 1.14 sunt prezentate valorile calculate pentru timpul de demarare și cele ale spațiului de demarare pe trepte de viteză, iar în diagramele 1.7 și 1.8 sunt reprezentate ale timpul și spațiul de demarare.

Tabel 1.14

Diagrama 1.7 Variația timpului de demaraj în funție de viteză

Diagrama 1.8 Variația timpului de demaraj în funție de viteză

Calculul bilanțului de putere

Bilanțul de puteri este echilibrul dintre puterea la roată PR și suma puterilor necesare pentru învingerii rezistențelor la înaintare. Calculul bilanțului de putere se va face pentru obținerea vitezei maxime a autombilului care se obține pe un drum orizontal, în această situație bilanțului de putere se calculează cu relația:

(1.9.1)

în care:

(1.9.2)

(1.9.3)

Pr – puterea consumată pentru învingerea rezistențelor la rulare;

Pa – puterea necesară pentru învingerea rezistenței aerului;

În tabelele 1.15; 1.16; 1.17; 1.18; 1.19; 1.20; sunt prezentate valorile calculate cu ajutorul formulelor de mai sus, iar în diagram 1.9 este reprezentat bilanțul de putere.

Tabel 1.15

Tabel 1.16

Tabel 1.17

Tabel 1.18

Tabel 1.19

Tabel 1.2

Diagrama 1.9 Bilanțul de putere

Calculul frânării autovehiculului

Prin frânarea automobilului se înțelege reducerea partial sau totală a vitezei acestuia. Capacitatea de frânare deține un rol deosebit de important deoarece influențează hotărâtor posibilitatea utilizării integrale a vitezei și accelerației autovehiculului.

Calculul timpului minim de frânare

Pentru calcululul timpului minim de frânare se folosește relația:

(1.10.1)

în care: V- este viteza de deplasare a automobilului;

– coeficientrul de aderență dintre roata motoare și drum;

Timpul minim de frănare se calculează pentru patru categorii de drum caracterizate de :

Pentru această situație calculele sunt centralizate în tabelul 1.21, cu ajutorul cărora se trasează variația timpului minim de frănare funcție de viteza autovehiculului pentru patru categorii de drum, prezentată în diagram 1.10.

Tabel 1.21

Diagrama 1.10 Variația timpului minim de frânare în funcție de viteza autovehicului

Calulul spațiului minim de frânare

Calculul spațiului minim de frânare se face cu relația:

(1.10.2)

În care: V- este viteza de deplasare a automobilul;

f- coefficientul de rezistență la rulare;

– coeficientul de aderență;

Spațiul minim de frânare se calculează pentru patru categorii de drum:

asfalt uscat: (

drum de pământ:

asfalt umed:

zăpadă bătătorită:

Pentru această situație calculele sunt centralizate în tabelul 1.22, cu ajutorul cărora se trasează variația spațiului minim de frănare funcție de viteza autovehiculului pentru patru categorii de drum, prezentată în diagrama 1.11.

-f – spațiul de frânare minim la care nu s-a luat în considerare forța de rezistență la rulare.

+f – spațiul de frânare minim la care s-a luat în considerare forța de rezistență la rulare.

Tabel 1.22

Diagrama 1.11 Variația spațiului minim de frânare în funcție de viteza autovehicului

Calculul stabilității

Stabilitatea autovehiculului se determină cu ajutorul vitezei critice de derapare și a vitezei critice de răsturnare.

Viteza critică de derapare se calculează cu relația:

(1.11.1)

Viteza critică de răsturnare se calculează cu relația:

(1.11.2)

în care:

R – raza de curbură [m];

g – accelerația gravitațională-9,81[m/s2];

φ – coeficientul de aderență;

β – unghiul de înclinare transversal al drumului – 0°;

hg – înălțimea centrului de greutate – 0,4m;

B – ecartamentul: 1551 [mm]

Tabelul 1.23 conține valorile vitezei critice de derapare în funcție de raza de curbură și coeficieții de aderență, după care se trasează diagrama vitezei critice de derapare și diagrama vitezei critice de răsturnare.

Tabel 1.22

Diagrama 1.12 Diagrama vitezei critice de derapare

Diagrama 1.13 Diagrama vitezei critice de răsturnare

Calculul sistemului de frânare

Sistem de frânare

Sistemul de frânare al unui autovehicul este unul dintre cele mai importante componente structurale, care i se acordă o atenție deosebită atât în ceea ce privește întreținerea și menținerea la parametrii optimi de funționare, cât și la proiectarea, construcția și testarea sa.

Instalația de frânare servește pentru reducerea vitezei a autovehicului, prin disiparea energiei cinetice a acestuia, după dorința conducătorului vehicului, sau pentru oprirea lui.

Istoria sistemelor de frânare a început atunci când oamenii au constatat că trăsura o ia la vale iar caii nu sunt cea mai bună soluție de a opri. Au descoperit că dacă apasă cu o bucată de lemn pe suprafața de rulare a roții această îsi reduce viteza și se oprește. Au mai obsercat că distanța de oprire este atât mai scurt cu cât forța de apăsare este mai mare și au construit un mechanism cu pârghii pentru a amplifica forța și a luat naștere primul sistem de frânare cu acționare mecanică.

Odată cu apariția automobilului, evoluția sistemelor de frânare a devenit imperioasă. Primele soluții erau concepute tot în jurul ansamblului tambur-sabot acționat mecanic, diferența că sabotul fusese înlocuit de o bandă de piele. În timp sistemul înbunătățit , diametrul lor a scăzut prin mutarea sabotului în interiorul tamburului, rezultatul fiind posibilitatea amplasării elementelor acționate ale frânei pe capetele arborilor roților, în contact direct cu jențile automobilului.

Paralel cu creșterea vitezei de deplasare a autovehiculelor s-a observat necesitatea creșterii forței de apăsare, respectiv înbunătățirea mecanismelor de acționare. Astfel a apărut soluția cu acționare hidraulică și pneumatică a frânelor.

Cu trecerea timpului a apărut un nou concept: frână cu disc. Această soluție tehnologică a prins rădăcini îndeosebi în segmental autoturismelor datorită performanțelor la viteze ridicate, condițiilor mult mai favorabile de răcire și greutății reduse. La ora actuală toate autoturismele sunt echipate cu frâne disc pe toate patru roțile. Procesul de dezvoltare continuă atât în ceea ce privește materialele cât și tipul de acționare sau principiul de frânare.

Clasificarea sistemelor de frânare

După rolul pe care îl indeplinesc:

sistemul principal de frânare, sau frâna principală sau de serviciu sau frâna de picior (se utilizează la reducerea vitezei de deplasare sau la oprirea automobilului).

sistemul staționar de frânare sau frâna de staționare, sau frâna de mână, sau frâna de parcare, sau frâna de ajutor (menține automobilul imobilizat pe panta timp nelimitat în absența șoferului, sau suplinește sistemul principal în cazul defectării acestuia. Frâna de staționare trebuie să aibă un mecanism de acționare propriu, independent de cel al frânei principale. Decelerația recomandată pentru frâna de staționare trebuie sa fie egala cu cel puțin 30% din decelerația frânei principale. În general, frâna de staționare preia și rolul frânei de siguranță.

sistemul suplimentar de frânare sau dispozitivul de încetinire, are rolul de a mentine constantă viteza automobilului, la coborarea unor pante lungi, fără utilizarea celorlalte sisteme de frânare contribuind la micșorarea uzurii frânei principale și la sporirea securitații circulației. Se utilizează în cazul automobilelor cu mase mari sau destinate să lucreze in regiuni de munte.

După locul unde este creat momentul de frânare (de dispunere a frânei propriu-zise):

frâne pe roți;

frâne pe transmisie;

După forma piesei care se rotește:

cu tambur (radiale);

cu disc (axiale);

combinate;

După forma pieselor care produc frânarea:

frâne cu saboti;

frâne cu discuri;

frâne cu bandă;

După tipul mecanismului de acționare:

cu acționare simplă;

cu servoacționare;

cu acționare mixtă;

După numărul de circuite prin care efortul se transmite către frânele propriu-zise:

frâne cu un singur circuit;

frâne cu mai multe circuite;

Sistemele de frânare cu circuite multiple sporesc sensibil fiabilitatea acestora și securitatea circulației, fapt pentru care în unele țari este prevăzută obligativitatea „divizării” circuitelor la anumite tipuri de automobile.

Construcția și elementele de calcul pentru frâna cu disc

Prin tema de proiectare s-a cerut un autoturism pentru competiții, echipat cu motor cu aprindere prin scânteie cu puterea maximă de 278 kW/6100rot/min, viteaza maxima a automobilului este 282 km/h. Impunerea acestor două condiții permițând o mai mare libertate în ceea ce privește stabilirea celorlalte caracteristici ale acestuia.

Parametrii de greutate ai automobilului

Greutatea proprie:

Greutatea totală: (2.3.1)

unde : 750 N este greutatea conducătorului

Masa autovehiculului este considerată în centrul de greutate situat în planul vertical, ce trece prin axa longitudinală de simetrie a autovehiculului. Poziția centrului de masă se apreciază prin coordonatele longitudinale a și b și înălțimea hg conform STAS 6926/2-78.

Figura 2.1 Coordonatele centrului de masă

Alegerea poziției centrului de masă se poate face prin mai multe metode precum :

Utilizarea de valori în concordanță cu valorile coordonatelor centrului de masă al autovehiculelor considerate în studiul soluțiilor similare.

Utilizarea de valori medii după date oferite de literatura de specialitate.

Determinarea analitică a coordonatelor centrului de masă.

Repartiția greutății pe punți

Utilizând valori medii din literatura de specialitate se adoptă parametrul, (2.3.2)

pentru autovehiculul gol, unde :

L – ampatamentul autovehiculului

Din relația anterioară va rezulta distanța “a” :

a = L·0,46 = 2625·0,46 = 1207,5 mm (2.3.3)

Știind că L-a = b, rezultă că:

b=2625-1207,5=1417,5 mm (2.3.4)

Cu ajutorul coordonatelor longitudinale a, b, găsite se va determina greutatea pe puntea față cu următoarea relație:

G1= 0,45Ga = 0,45·13400 = 6368 [N] (2.3.5)

G2= 0,55Ga = 0,55·13400 = 7783 [N] (2.3.6)

Înălțimea hg se determină prin aceiași metodă știind că raportul: de unde va rezulta, înălțimea centrului de greutate:

hg = 0,16·2625 = 420 mm (2.3.7)

Alegerea pneurilor

În funcție de sarcina maximă pe o roată s-a ales din STAS tipul de pneu și se calculează raza de rulare a roții. Pentru autoturism s-a ales următorul tip de pneuri: 295/30 ZR20

Se adoptă din literatura de specialitate, ținând cont și de soluțiile similare pneurile 295/30 ZR20 cu următoarele dimensiuni principale:

Tabel 2.1

Definirea principalelor elemente de calcul

Frânele cu disc utilizate în prezent în construcția de automobile sunt în majoritatea lor de tip „deschis", discul reprezentând suprafața de frânare legată de butuc, aflată în cea mai mare parte în contact nemijlocit cu aerul atmosferic. Extinderea utilizării frânelor cu disc la automobile se explică, în primul rând, prin marea lor stabilitate în funcționare, la temperaturi joase și ridicate și prin capacitatea lor de a disipa sub formă de căldură energii mai mari decat frânele cu tambur.

Figura 2.2 Schema generală frână cu disc

Cuplul de frecare la frâna cu disc se realizează cu ajutorul a două garnituri de fricțiune 1, simetrice în raport cu discul, ce acționează pe cele două fețe ale discului 2, solidar cu butucul 3, la comanda dată cu cilindrii hidraulici 4, dispuși în furca 5 solidară cu puntea, sau cu sisteme de leviere mecanice. Distribuția presiunilor pe suprafața garniturilor de fricțiune poate fi considerată uniformă in cazul unor garnituri noi. După rodaj însă, ca urmare pe de o parte a asimetriei date de componența tangențială a interacțiunii dintre garnituri și disc, iar pe de altă parte ca urmare a variației pe rază a vitezei liniare de alunecare a garniturilor pe disc, garniturile se uzează asimetric iar presiunile variază invers proporțional cu distanța de la centrul discului.

În general se asigură pentru frânele cu disc o caracteristică de eficacitate liniară. Din acest motiv, forțele de acționare trebuie sa fie sensibil mai mari ca la frânele cu tambur, aceasta realizându-se prin utilizarea unor presiuni în conducte de circa două ori mai mari și a unor diametre ale cilindrilor de acționare de 2-2,5 ori mai mari ca valorile corespunzătoare unor frâne cu tambur cu același moment de frânare și același diametru. Astfel, utilizarea unor frâne cu disc este în foarte multe cazuri însoțită de includerea în transmisia dispozitivului de frânare a unei servofrâne. Pentru ca diametrul mare al cilindrului de acționare să nu ducă la scăderea razei medii a discului frânei (și implicit a brațului h), dacă k tinde să depășească valoarea limită de 0,72—0,75 în loc de un cilindru se vor utiliza doi cilindri de acționare (de fiecare parte a discului) de diametre mai mici. Există de altfel construcții de frâne cu disc având trei sau chiar patru perechi de cilindri de acționare.

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

Ritmul intens al uzurii garniturii face însă obligatorie introducerea unor dispozitive de reglare automată a jocului.

În figura 2.3 este arătat jocul δ dintre discul de frână 1 și garnitura de fricțiune 2, fixată pe pistonul 3, se reglează în mod continuu, cu ajutorul unui dispozitiv montat în interiorul pistonului. Acest dispozitiv constă din bolțul 4, fixat pe fundul cilindrului și care trece în interiorul pistonului 3, din bucșa elastică 5 montată cu strângere pe bolțul 4, manșonul 6 și arcul de rapel 7. Dacă jocul δ depășește o valoare prestabilită, determinată de distanța dintre fundul mansonului 6 și o șaibă ce închide corpul pistonului în zona posterioară (reprezentată in figura corp comun cu pistonul), pistonul va antrena, prin intermediul manșonului 6, bucșa elastică 5 cu o distanță adecvată. La încetarea frânării, arcul de rapel 7 readuce pistonul 3 numai cu distanța s, deoarece forța de frecare dintre bolțul 4 și bucsa 5 nu poate fi învinsă de arcul de rapel.

Figura 2.3 Jocul dintre discul de frână și garniture de fricțiune

Condiții de solicitare

Frâne față: Frâne spate:

re =165 mm re =132 mm

rm = 134,5 mm rm = 107,5 mm

ri = 104 mm ri = 83 mm

= 0,8 = 0,8

Forța de frânare realizat de o frână cu disc în față se calculează cu relația :

(2.3.8)

Forța de frânare realizat de o frână cu disc în spate se calculează cu relația :

(2.3.9)

Momentul de frânare realizat de o frână cu disc în față se calculează cu relația :

(2.3.10)

Momentul de frânare realizat de o frână cu disc în față se calculează cu relația :

(2.3.11)

Momentele de frânare repartizate pe roți se calculează cu relațiile:

-pentru roțile față:

(2.3.12)

-pentru roțile spate:

(2.3.13)

La calculul frânei disc deschise se pleacă de la ipoteza că presiunea exercitată asupra garniturii de fricțiune este uniformă.

(2.3.14)

unde:

U – forța de frecare;

S – forța care acționează asupra plăcuțelor de frână;

– coeficientul de frecare;

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

(2.3.15)

Figura 2.4 Schema de calcul a frânei disc

Presiunea de contact dintre plăcuța de fricțiune și disc este:

-pentru roțile față: (2.3.16)

unde:

re-raza exterioară

ri= raza interioară

ri= 104 mm

re=165 mm

Se adoptă p0=6,9 N/mm2

nf- numărul suprafețelor de frecare

Se adoptă: nf = 2

-coeficient de frecare

Se adoptă: =0,3

α = 79,53°= 1,38 radiani

Reacțiunea N se calculează cu relația:

(2.3.17)

Se obține:

(2.3.18)

unde:

– coeficient de frecare dintre plăcuță și cilindru

Se adoptă =0,1 și =0,3

-pentru roțile spate: (2.3.19)

unde:

re-raza exterioară

ri= raza interioară

ri= 83 mm

re=132 mm

Se adoptă p0=6,75 N/mm2

nf- numărul suprafețelor de frecare

Se adoptă: nf = 2

-coeficient de frecare

Se adoptă: =0,3

α = 73,2°= 1,27 radiani

Reacțiunea N se calculează cu relația:

(2.3.17)

Se obține:

(2.3.18)

unde:

– coeficient de frecare dintre plăcuță și cilindru

Se adoptă =0,1 și =0,3

Presiunea specifică

Pe suprafața garniturilor de frecare, la frânare, la frânele disc se admite că presiunea pe disc este uniformă și se consideră o presiune medie ce se calculează cu relația:

(2.3.19)

unde:

= 1,38radiani

re = 165 mm

ri = 104 mm

Presiunea medie admisibilă este: Pmed

-pentru frânele față:

(2.3.20)

U = n μ S= 2·0,3·8046= 4828 N (2.3.21)

-în care n este numărul suprafețelor de frecare

n = 2

Suprafața de frecare a unei garnituri este:

(2.3.22)

Raportând forța de frecare la forța de acționare a unui cilindru se obține coeficientul de eficacitate al frânei:

(2.3.23)

Momentul de frânare dezvoltat de frână este:

Mf = rm ·U= 134,5· 4828 = 649,366 Nm (2.3.24)

-pentru frânele spate:

= 1,27 radiani

re = 132 mm

ri = 83 mm

Presiunea medie admisibilă este: Pmed

(2.3.25)

U = n· μ· S= 2·0,3·6920= 4152 N (2.3.26)

-în care n este numărul suprafețelor de frecare

n = 2

Suprafața de frecare a unei garnituri este:

(2.3.27)

Raportând forța de frecare la forța de acționare a unui cilindru se obține coeficientul de eficacitate al frânei:

(2.3.28)

Momentul de frânare dezvoltat de frână este:

Mf = rm *U= 107.5· 4152 = 446.34 Nm (2.3.29)

Lucrul mecanic specific de frânare

Durabilitatea garniturilor de frecare se apreciază cu ajutorul lucrului mecanic specific de frânare dat de relația:

(2.3.30)

unde:

Lf – lucrul mecanic al forțelor de frânare;

A – suprafața garniturilor de frecare de la toate frânele;

Lucrul mecanic al forțelor de frânare se determină cu relația:

(2.3.31)

unde:

V-viteza automobilului la începutul frânării

Frâne față:

A1 – aria unei plăcuțe față;

= 1,38 radiani;

re – raza exterioară;

ri – raza interioară;

Ga – greutatea totală a autovehiculului încărcat;

g = 9,81 m/s2 – accelerația gravitațională;

(2.3.32)

Frâne spate:

A1 – aria unei plăcuțe față;

= 1,27 radiani;

re – raza exterioară;

ri – raza interioară;

Ga – greutatea totală a autovehiculului încărcat;

g = 9,81 m/s2 – accelerația gravitațională;

(2.3.33)

Puterea specifică de frânare

Puterea de frânare necesară la frânarea unui autovehicul de masă ma= de la viteza Vmax m/s până la oprire cu decelerația af max este dată de relația:

(2.3.34)

Iar puterea specifică de frânare este:

(2.3.35)

Verificarea se face pe fiecare punte având în vedere distribuirea forței de frânare exprimată prin coeficienți cu relațiile:

(2.3.36)

unde:

A1,A2 – reprezintă suprafețele garniturilor de fricțiune ale punții față și respectiv spate;

– coeficientul de aderență a drumului;

Ga – greutatea totală a autovehiculului încărcat;

g = 9,81 m/s2 -accelerația gravitațională;

af max – decelerația maximă a autovehiculului la frânare;

1,2 coeficienții de repartiție a forțelor de fânare pe punți;

Calcul termic al frânelor

Calculul termic al frânelor unui automobil se poate face numai pe baza unor date experimentale referitoare la condițiile reale de răcire a frânelor în timpul frânării.

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.

Pentru autovehiculul proiectat avem:

(2.3.37)

Calculul termic al frânelor în cazul frânărilor îndelungate

În cazul unei frânări îndelungate temperatura maximă a discului este:

(2.3.38)

unde:

– coeficient de repartiție a căldurii între garniturile de frecare și disc;

af max – decelerația maximă a autovehiculului la frânare;

t = difuzivitatea termică în m2/s;

– conductivitate termică;

– densitatea materialului tamburului [Jg/m3];

gd – densitatea fluxului de căldură;

Ga – greutatea totală a autovehiculului încărcat,N;

Se recomandă ca temperatura maximă a discului să nu depășească 5000 C, condiție care este îndeplinită.

Presiunile pe suprafața garniturilor de fricțiune

La verificarea garniturilor frânelor cu disc se pornește de la premisa ca distribuția presiunii pe suprafața discului este uniformă si se consideră:

= (2.3.39)

Presiunea medie admisibilă pe suprafața garniturii este :

Puterea specifică si incărcarea specifică

Pornind de la relația puterii medii de frânare necesară pentru a frâna un automobil de o masă dată, de la o viteză inițială si cu o decelerație dată, până la oprire:

(2.3.40)

unde:

ma este masa automobilului, in kg;

aa -decelerația in m/s2;

va – viteza in m/s, puterea ce urmează a fi disipată pe centimetru pătrat de suprafața de garnitură va fi:

(2.3.41)

unde:

Sg este suprafața totală a garniturilor de fricțiune;

In realitate, verificarea puterii specifice va trebui facută având in vedere distribuția forței de frânare pe punți, cu relațiile:

(2.3.41)

(2.3.42)

in care indicele „1" se referă la frânele din fața si indicele „2" — la frânele din spate.

Dacă se înlocuiește ma cu masa totală (automobilul încărcat cu sarcina utilă maximă), aa cu decelerația maximă a frânării si vt cu viteza maximă a automobilului respectiv, este necesar ca :

<( 0,75….0,95) kW/ pentru frânele cu disc.

În numeroase cazuri, în loc de puterea specifică pentru aprecierea solicitării garniturilor de fricțiune ale frânelor se utilizează așa numita incărcare specifică definită de relația:

(2.3.43)

Pentru frânele cu disc, qsp = (3,5 … 10,0) kg/cm2, fiind insă indicat ca la proiectarea unor frâne noi sa nu se depășească valori de 8 kg/cm2

Calculul termic al frânelor

Calculul termic al frânelor unui automobil nu se poate face decât pe baza unor date experimentale privitoare la condițiile reale de răcire ale frânelor în decursul frânărilor.

În faza de proiectare trebuie însă efectuate unele calcule termice care, chiar daca nu reflectă în mod absolut fidel solicitarea termică a frânelor, constituie un mijloc de evitare a unor neconcordanțe mari între dimensionarea reală și cerințele de dimensiuni, impuse din punct de vedere al disipării de energie.

În mod uzual, calculul termic al frânelor se efectuează pentru: frânare intensivă izolată, frânării repetate, egale ca intensivitate, efectuate la intervale de timp regulate, frânare îndelungată.

Ultimele două tipuri de frânări pot fi echivalente din punctul de vedere al energiei primite și disipate de frâne. În cazul frânării izolate intensive, de scurtă durată, radiația termică de căldură în mediul ambiant este neînsemnată, putându-se deci considera că aproape întreaga cantitate de căldură degajată este preluată de tambur și numai 5—10% de garniturile de fricțiune.

La frânele cu disc, 99% din căldura degajată este preluată de disc. Creșterea de temperatură ΔӨ a discului la o frânare izolată de la viteza inițială val până la oprire este:

ΔӨ = (2.3.44)

unde reprezintă fracțiunea de energie preluată de disc;

z- numărul de roți frânate;

– capacitatea calorică a discului ;

– masa discului ;

Valoarea ΔӨ se poate calcula cu relația dacă frânarile se fac până la oprirea automobilului:

ΔӨ = (2.3.45)

în care :

ΔE reprezintă energia absorbită de frână la o singură frânare;

Coeficientul h depinde de condițiile de montaj ale discului pe butuc, de mărimea suprafețelor de frecare, expunerea lor precum și de viteza de deplasare a automobilului. Pentru frânele de construcție obisnuită și viteza de 30 km/h b = (0,001 … 0,004) valorile mai mari corespunzând frânelor cu disc sau unor frâne cu ventilație mai bună. La calcule termice preliminare, b se poate alege pornind de la valorile corespunzătoare unui automobil similar; pentru calculele definitive, parametrul b se va determina experimental din curba de răcire reală a frânelor.

Construcția și calculul mecanismului hidraulic de frânare

Dispozitivele de frânare cu transmisie hidraulică a comenzii se utilizează în prezent la o proporție covârșitoare în parcul mondial de autovehicule .

Elementul de comandă al dispozitivelor de frânare hidraulice îl constituie în principal cilidru hidraulic, un piston, o tija către pedală de frană și lichidul de frână transmis sub presiune prin conducte de la nivelul pompei până cilindrii roții – pistonașe la garniturile de frecare și discuri.

Actual se folosesc doar sisteme hidraulice cu servofrâne, ele asigură o creștere suplimentară a presiunii lichidului în sistem. În acest scop se folosește depresiunea generată de colectorul de admisie de sub clapeta obturator la motoarele Otto sau depresiunea produsă de pompa de vaccum la motoarele Diesel.

Figura 2.5 Servofrâna cu depresiune Loockheed

În figura de mai sus se reprezintă o secțiune printr-o servofrână cu depresiune Lockheed aparținând primei grupe. În esență, aceasta constă dintr-un cilindru principal 1 (în cazul de față „in tandem") și o cameră vacuumatică 2, împărțită în două camere prin pistonul 3, cu membrana 4. Depresiunea de la colectorul vacuumatic se transmite de la camera anterioară la camera posterioară prin țeava 5, canalul 6 din corpul pistonului 3, pe langă corpul supapei de reacție 7 (aflate în stare deschisă dacă nu se acționează pedala) și prin canalul 8. Prin urmare, în stare neacționată, în ambele camere există aceeași depresiune iar pistonul 3 se află, sub acțiunea unui arc de rapel, în poziția din dreapta. Acționând pedala de frână, efortul de comandă se transmite, prin tija 9, corpul supapei de reacție 7, discul de reacție din cauciuc 10 si tija 11, către pistonul primar al cilindrului principal. Deplasarea spre stânga a corpului 7 face mai intâi ca garnitura 12, sub acțiunea arcului 13, să se așeze pe buzele din corpul pistonului, izolând astfel canalul 6 de canalul 8: apoi, corpul 7, desprinzându-se de pe garnitură, permite ca aerul sosit pe lângă tija 9 și prin filtrul 14 să pătrundă prin canalul 8 în camera posterioară a cilindrului. Sub efectul diferenței de presiune, pistonul 3 se va deplasa spre stânga, acționând, prin intermediul discului de reacție 10, tija 11, mărind astfel forța din tijă.

Sub actiunea forței respective, discul 10 se va extruda, depășind spre dreapta corpul 7, până la contactul cu garnitura 12, astfel incât depresiunea din camera posterioară se va anula într-o măsură proporțională cu efortul la pedală.

Calculul mecanismului hidraulic de frânare

Calculul se face pornind de la forțele de acționare necesare la capetele saboților sau la plăcile de fricțiune ale frânelor cu disc. În funcție de acestea se stabilește diametrul necesar pentru cilindrii de frână dcf și presiunea necesară în conducte. Se va avea în vedere ca la dispozitivele de frânare fără servofrână, presiunile hidraulice realizabile, fără a se depăși efortul precis la pedala, sunt de ordinul a 35 — 45 da N/cm2.

Între parametrii dimensionali și de foță ai dispozitivului de frânare fără servofrâna există relația:

(2.3.46)

în care:

Fp este forța admisă la pedala de frână;

ip – raportul de pârghie al pedalei, având valori uzuale cuprinse între 3,5 — 5;

hh – randamentul hidraulic al transmisiei;

dcp – diametrul cilindrului principal;

dcf – diametrul cilindrului de acționare (de la frână);

P – forța de acționare necesară a fi aplicată asupra saboților, respectiv garniturilor de fricțiune.

În legătură cu valorile trebuie menționată tendința unor constructori de a rotunji valorile fracționare provenite din transformarea cotelor din sistemul englez în sistemul metric de unități. Astfel, se pot întâlni valori ale diametrelor cilindrilor de 25 mm (în loc de 25,4 mm), 32 mm (în loc de 31,8 mm), 38 mm (în loc de 38,1 mm) etc.

La calcularea cursei pedalei, în afară de volumele de lichid corespunzătoare curselor de lucru ale pistonașelor, se vor avea în vedere volumul de lichid consumat pentru preluarea jocurilor și pentru compensarea dilatărilor furtunurilor. Se va putea considera ca acest din urmă volum este de 5 cm pentru fiecare metru de lungime de furtun, dacă presiunea lichidului nu este mai mare de 100 daN/cm2 (STAS 7358-65). De asemenea se va ține seama și de jocul dintre tija pedalei și locașul din pistonul cilindrului principal . Cursele între reglajele de întreținere ale pistoanelor cilindrice de lucru se pot lua, acoperitor, de 0,7 — 1,0 mm. Dimensionarea cilindrilor va trebui însă astfel facută încât chiar dacă pe toată durata de lucru a unei garnituri de frițiune nu se face nici o reglare a jocului, pistonașele să nu fie expulzate din cilindru.

Cursa totală a pedalei:

(2.3.47)

unde:

x0 >1 mm este jocul dintre tija pistonului cilindrului principal și fundul locașului ei;

S – distanța dintre buza garniturii primare a pistonului cilindrului principal și marginea opusă a orificiului de compensare (șn cazul unui cilindru principal în tandem se va lua o valoare dublă);

xt – cursele pistoanelor din cilindrii de lucru;

St – suprafețele cilindrilor de lucru;

ΔV – volumul de lichid pentru compensarea dilatării furtunurilor;

Scp – suprafața cilindrului principal;

Determinarea timpului de frânare

Timpul de frânare minim se determină pornind de la relația:

(2.3.48)

sau, în cazul frânării până la oprire ( ), pe cale orizontală:

(2.3.49)