Capitolul 1. Realizarea proiectului de organizare generală a autovehiculului și încadrarea acestu… [627891]

1
CUPRINS
Capitolul 1. Realizarea proiectului de organizare generală a autovehiculului și
încadrarea acestu ……………………………………………………………………………………………………….2
1.1 Justificarea alegerii modelelor similare …………………………………………………………………..2
1.2 Analiza modelelor similare dupa parametrii constructivi …………………………………………..3
1.3 Stabilirea principalilor paraetrii constructivi și fucționali ………………………………………….9
1.4 Stabilirea dimensiunilor postului de conducere și a ma nechnului bidimensional ………..15
1.5 Determinarea poziției centrului de masă al autovehiculului ……………………………………..17
1.5.1Determinarea poziției centrului de masă al caroseriei …………………………………………17
1.5.2 Determinarea centrului de masă la sarcină nulă ………………………………………………..20
1.5.3 Determinarea centrului de greutate la masă totală. ……………………………….. ………….23
Capitolul2. Studiul tehnic și economic al soluțiilor posibile pentru ansamblul de
proiectat …………………………………………………………………………………………………………….. ……25
2.1Destinatia, compunerea generala si clasificarea sistemelor de franare ……………………25
2.2Destinatia, compunerea generala si clasificarea sistemelor de franare ……………………28
2.3 Sistemul antiblocare al roților (A.B.S.) și programul electronic de asigurare a stabilității
(E.S.P.) …………………………………………………………………………………………………………….. ……..33
Capitolul 3. Proiectarea generală a mecanismului de frânare față ……………………………..36
3.1 Determinarea forțelor și momentelor de frânare la punți ……………………………………………36
3.2 Determinarea capacității de frânare …………………………………………………………………………38
3.3 Calculul frânei cu disc pentru puntea față ………………………………………………………………..39
3.4 Verificarea mecanismului de frânare ………………………………………………………………………42
Capitolul 4. Mentenanța sistemului de frânare ………………………………………………………….47
4.1 Funcțiunile sistemului ……………………………….. …………………………………………………………47
4.2 Unelte și dispozitive utilizate …………………………………………………………….47
4.3 Modificarea stării tehnice ………………………………………………………………………………………49
4.4 Verificări …………………………………………………………………………………………………………….5 3
4.5 Regraje a le sistemului de frânare ……………………………………………………………………………57
4.6 Întreținerea sistemului de frânare ……………………………………………………………………………57
Capitolul 5. Proiectarea descului de frână …………………………………………………………………60
5.1.Analiza rolului functional,a condițiilor tehnice impuse piesei finite si a tehnologitatii
acesteia ……………………………………………………………………………………….60
5.2.Alegerea materialului pentru execuția discului de frana ………………………………….63
5.3 Stabilirea productiei semifabricatului in forma sau matrita si a planului de reparatie ……..64
5.4 Stabilirea preliminară a adausurilor de prelucrare si executarea desenului
semi fabricatului ………………………………………………………………………………64
5.5. Elaborarea procesului tehnologic de prelucrare mecanica și control al piesei …………..65
5.6 Calculul de rezistența ………………………………………………………………………………….. ……….68

Bibliografie …………………………………………………………………………………………………………….. .69

2
CAPITOLUL 1
Realizarea proiectului de organizare generală a autovehiculului și încadrarea acestuia
într-un segment de piață

1.1 Justificarea alegerii modelelor similare
Având în vedere tema de proiect se vor analiza autovehicule care se încadrează în clasa C,
autovehicule compacte. Aceste autovehicule se adresează în general oamenilor care își doresc
un autovehicul de dimensiuni medii, care este ușor de condus în oraș dar care oferă suficient
spațiu și pentru deplasările cu familia în afara orașului.
Autovehiculele prezentate sunt accesibile din punctul de vedere al prețului, ele având un pret
de achiziție relativ mic pentru model ul de baza( în jurul sumei de 20.000 de euro). Acest preț
variază în funcție de motorizarea aleasă, tipul de transmisie și nivelul de echipare și poate
depăși suma de 30.000 de euro.
Criterii de selecție:
In urma primirii temei de proiect am hotărât să ale g modele similare în funcție de:
– Viteza maximă constructivă ( criteriu impus prin temă). Viteza maximă impusă prin
temă este de 210 km/h. Deoarece nu am găsit suficiente modele care au această viteză
maximă am considerat un interval cuprins între 200km/h ș i 220 km/h;
– Caracteristici gabaritice. Toate modelele alese au dimensiuni asemanatoare. Toate
având o caroserie hatchback;
– Toate modele alese sunt echipate cu motoare cu ardere internă;
– Un alt criteriu a fost ca toate modelele alese să fie încă în fabricație;
– De asemenea toate modelele au același tip de sistem de frânare pentru puntea fata (
disc de frana ventilat interior, etrier flotant, de asemenea sunt echipate cu simteme de
siguranță ABS și ESP care sunt obligatorii conform prevederilor legisla tive în
vigoare).
Alegerea modelelor similare este importanta deoarece în urma studierii acestor modele îmi
pot stabili cu exactitate tipul sistemului de franare pe care îl am de proiectat.
După această analiză am hotarat ca sistemul meu de franare o sa t rebuiască să fie format din:
disc ventilat interior, etrier flotant, pompa de frană si bloc ABS.
Tipul caroseriei ales pentru modelul de proiectat este hatchback.

3
1.2 Analiza modelelor similare dupa parametri i constructivi
În urma criteriilor impuse se va face o capitalizare cu principalii parametrii dimensionali, masici și de performanța.
Acestă capitalizare este folosită pentru alegerea dimensiunilor și maselor autovehicului de proiectat.
Tabel 1.1. Particularități constructive caroserie și sistem de rulare [1]
Nr.
crt. Model
similar Caroserie Sistem rulare Imagine de prezentare
model
Tip
caroserie Nr.uși Nr.
locuri Volum
portbagaj
[l] Capacitate
rezervor
[l] Dimensiuni
jante Dimensiuni
pneuri Punte
motoare Frâne
față/spate
1 VW
GOLF Hatchback 5 5 380 50 7J x 16 205/55 R16 Fata DV/DP

2 BMW
1er Hatchback 5 5 360 52 7J x 16 205/55 R16 Spate DV/DP

3 Fiat
Tipo Hatchback 5 5 440 50 7J x 16 205/55 R16 Fata DV/DP

4 Ford
Focus Hatchback 5 5 273 47 7J x 17 215/55 R16 Fata DV/DP

5 Honda
Civic Hatchback 5 5 414 46 7J x 16 215/55 R16 Fata DV/DP

6 Kia
Cee’d Hatchback 5 5 395 50 6.5J x 16 205/55 R16 Fata DV/DP

4
7 Lancia
Delta Hatchback 5 5 380 57 7J x 16 205/55 R16 Fata DV/DP

8 MB A –
class Hatchback 5 5 370 43 7J x 16 205/55 R16 Fata DV/DP

9 Nissan
Pulsar Hatchback 5 5 385 46 6.5J x 17 205/50 R17 Fata DV/DP

10 Opel
Astra Hatchback 5 5 370 48 6.5J x 16 205/55 R16 Fata DV/DP

11 Renault
Megane Hatchback 5 5 384 47 7J x 16 205/55 R16 Fata DV/DP

12 Seat
Leon Hatchback 5 5 380 50 7J x 17 225/40 R17 Fata DV/DP

13 Subaru
Imprez
a Hatchback 5 5 385 50 7J x 17 205/50 R17 Integrala DV/DP

14 Toyota
Corolla Hatchback 5 5 375 50 6.5J x 16 205/55 R16 Fata DV/DP

Legendă :DV – discuri ventilate
DP – discuri plin

5
Tabel 1.2. Dimensiuni principale si parametri masici [1]

Nr.
crt. Model similar Dimensiuni de gabarit Dimensiuni de organizare
Lungime
av. L a
[mm] Lătime
av. l a
[mm] Înălțime
av.
ha[mm] Ampatament
L [mm] Ecartament
fata E 1
[mm] Ecartament
spate E 2
[mm] Consolă
față C 1
[mm] Consolă
spate C 2
[mm] Garda la
sol h c
[mm]
1 VW GOLF 4379 1799 1452 2637 1549 1520 890 852 150
2 BMW 1er 4329 1984 1421 2690 1535 1569 770 869 140
3 Fiat Tipo 4571 1792 1541 2638 1542 1543 893 1040 152
4 Ford Focus 4397 1844 1483 2700 1580 1582 850 847 145
5 Honda Civic 4518 1799 1434 2697 1547 1575 950 871 130
6 Kia Cee’d 4310 1800 1447 2650 1573 1581 880 780 148
7 Lancia Delta 4510 1797 1497 2700 1538 1531 890 920 154
8 MB A -class 4419 1796 1440 2729 1567 1570 914 776 104
9 Nissan Pulsar 4387 1768 1520 2700 1530 1530 850 837 156
10 Opel Astra 4370 1871 1485 2662 1584 1565 840 868 155
11 Renault Megane 4359 2058 1447 2669 1591 1586 919 771 145
12 Seat Leon 4380 1816 1444 2634 1538 1512 860 886 150
13 Subaru Impreza 4460 1775 1480 2670 1540 1545 880 910 130
14 Toyota Corolla 4375 1790 1460 2640 1530 1530 850 880 135

Legendă :Av =autovehicul

6
Tabel 1.3. Caracteristici tehnice motor [1]

Nr
.cr
t. Model similar Motor
Tip motor /
tip
combustibil Cilindree
a totală
Vt [cm3] supraalimenta
re Puterea
maximă
Pmax
[kW/rpm] Moment
maxim
[Nm/rpm
] Pozițonare Număr
cilindr
i i [-] Emisii
CO 2
[g/km] Consum
combustibil
mediu
[l/100km]
1 VW GOLF MAC 1968 Turbo
Compresor 110/3000 320/1750 Fata
Transversal 4 115 4
2 BMW 1er MAC 1995 Twin -power
turbo 110/4000 320/1500 Fata
Longitudin
al 4 114 4
3 Fiat Tipo MAC 1598 Turbo
Compresr 88/3750 320/1750 Fata
Transversal 4 98 3.7
4 Ford Focus MAC 1995 Turbo
compresor 110/3500 370/1800 Fata
Transversal 4 116 4.4
5 Honda Civic MAC 1597 Turbo
Compresor 88/4000 300/2000 Fata
Transversal 4 93 3.5
6 Kia Cee’d MAC 1353 Turbo
Compresor 103/6000 242/1500 Fata
Transversal 4 135 5.9
7 Lancia Delta MAC 1956 Turbo
Compresor 121/4000 360/1750 Fata
Transversal 4 98 5.3
8 MB A -class MAS 1332 Turbo
Compresor 100/4000 200/1460 Fata
Transversal 4 132 5.8
9 Nissan Pulsar MAS 1618 Turbo
Compresor 140/5600 240/1600 Fata
TRansversa
l 4 138 5.9
10 Opel Astra MAC 1598 Turbo
Compresor 100/3500 320/2000 Fata
Transversal 4 103 3.9

7
11 Renault Megane MAC 1598 Turbo
Compresor 96/4000 320/1750 Fata
Transversal 4 103 4
12 Seat Leon MAC 1968 Turbo
Comresor 110/3500 340/1750 Fata
Transversal 4 115 4.4
13 Subaru Impreza MAS 1995 Aspiratie
Naturala 115/6000 196/4000 Fata
Longitudin
al 4 152 6.6
14 Toyota Corolla MAC 1196 Turbo
Compresor 85/5200 185/1500 Fata
Transversal 4 95 6.8

Tabel 1.4. Parametri masici , performanțe și preț [1]

Nr.crt. Model similar Parametri masici Performanțe si pret
Masă
proprie m 0
[kg] Masă
utilă m u
[kg] Masă
totală m a
[kg] Viteză
maxima
[km / h] Acceleratie
0-100 km/h
[s] Preț
[euro] Transmisie
1 VW GOLF 1375 505 1880 212 8.6 22000 DSG
2 BMW 1er 1350 565 1915 212 8.3 25000 Manual
3 Fiat Tipo 1395 500 1895 200 10.1 8000 Manual
4 Ford Focus 1418 602 2020 210 8.5 15000 Manual
5 Honda Civic 1301 409 1710 201 9.8 20000 Manual
6 Kia Cee’d 1240 580 1820 210 8.9 15000 Manual
7 Lancia Delta 1505 495 2000 212 8.5 13000 Manual
8 MB A -class 1275 590 1865 215 9.2 26000 Manual
9 Nissan Pulsar 1363 422 1785 217 7.7 13000 Manual

8
10 Opel Astra 1285 590 1875 205 9.6 20000 Manual
11 Renault Megane 1318 572 1890 198 10 15500 Manual
12 Seat Leon 1260 590 1850 213 8.4 24000 DSG
13 Subaru Impreza 1379 541 1920 205 9.8 23000 Lineartronic
14 Toyota Corolla 1330 275 1605 200 10.1 18000 Manual

9
1.3 Stabilirea principalilor paraetrii constructivi și fucționali
Pentru predeterminarea principalilor parametri, se va folosi metoda histogramelor.
Pentru a evidenția distribuția valorilor parametrilor se vor folosi subintervale de observare.
Următoarele ecuații vor fi utilizate in creearea histogramelor:
Calculul pasului intervalului de observare:
∆𝑡=𝑡𝑚𝑎𝑥 − 𝑡𝑚𝑖𝑛
1+3,322log (n) (1.1)

Unde:
𝑡𝑚𝑎𝑥 – valoarea maximă a mărimii
𝑡𝑚𝑖𝑛 – valoarea minimă a mărimii
n – numărul modelelor similare

Calculul intervalelor de observare:
𝑘=𝑡𝑚𝑎𝑥 − 𝑡𝑚𝑖𝑛
∆𝑡 (1.2)

Unde:
∆t ales – pasul ales al intervalului
k ales – numarul de intervale alese

1.3.1 Lungimea autovehiculului

Fig 1.1 Histogramele lungimii
Pentru realizarea histogramelor au fost folosite toate cele 14 modele similare.

10
Din Fig.1.1 reiese faptul ca 6 modele similare se afla în intervalul de lungime 4364 mm și
4418 mm ceea ce reprezinta 49% din numarul total al modelelor similare. Având în vedere
aceasta histogramă voi alege lungimea automobilului de proiectat la inceputul intervalului
pentru că automobilul este proiectat pentru oraș, iar o lungime redusă ajută la parcarea în
locuri strâmte. Lungimea aleasă este de 4370 mm.

1.3.2 Lățimea automobilului

Fig. 1.2 Histogramele lățimii totale
În urma analizării Fig . 1.2 observam că 10 modele similare se încadrează în intervalul cuprins
între 1768 mm și 1832 mm, ceea ce reprezintă 71% din numarul total de modele similare.
Lățimea autovehiculului de proiectat este aleasă în acest interval, deoarece o lățime redusă
ajută la curculatia pe strazile înguste ale marilor orașe, dar ofera și o lățime suficientă a
compartimentului pasagerilor. Lățimea hotărâtă este de 1790mm.

1.3.3 Înălțimea autovehiculului

Fig. 1.3 Histogramele înălțimii
In Fig. 1.3 putem observa că 8 modele similare se încadrează în intervalul 1421 mm si 1469
mm, ceea ce reprezina 57% din totalul modelelor similare. Înaltimea autovehiculului de
proiectat va fi cuprinsă în acest interval, deoarece acestă înalțime conferă suficient spațiu
interior, dar ș i o buna formă aerodinamică a autovehiculelor. Aleg înălțimea pentru
autovehiculul de proiectat de 1440 mm.

11
1.3.4 Ampatamentul autovehiculului

Fig. 1.4 Histogramele ampatamentului
În Fig. 1.4 observăm faptul că 5 autovehicule au ampatamentul cuprins înt re 2634 mm și
2653 mm, ceea ce reprezinta 36% din totalul modelelor similare. Ampatamentul
autvehiculului de proiectat îl aleg de 2690 mm pentru a oferi mai mut spațiu interior pentru
pasageri.

1.3.5 Ecartametul față al autovehiculului

Fig. 1.5 Histog ramele ecatamentului fata
În Fig. 1.5 se poate vedea faptul că 50% din modelele similare au ecartamentul față cuprins
între 1530 mm și 1543 mm, adica 7 automobile. Pentru autovehiculul de proiect aleg un
ecartament față de 1540 mm. Acest ecarcatemt ofera suficient spațiu compartimentului
motor și de asemenea aajută la îmbunătățirea stabilității autovehiculului.

12
1.3.6 Ecartamentul spate

Fig. 1.6 Histogramele ecartamentului spate
În Fig. 1.6 se evidentiaza faptul că 29% din modelele similare au ecartamentul spate cuprins
între 1572 mm și 1587 mm. Pentru autovehiculul de proiectat aleg ecartamentul spate de
1580 mm. Astfel obținem un spașiu suficient pentru portbagaj dar și o stabilitate sporită a
autovehiculului.

1.3.7 Consola față

Fig. 1.7 H isogramele consolei față
În Fig. 1.7 se observă faptul că 6 autovehicule se găsesc în intervalul cuprins între 879 mm și
914 mm, ceea ce reprezintă 43% din totalul modelelor similare. Voi alege dimensiunea
consolei față de 889 mm. Aceasta dimensiune ne aju tă pentru a putea echipa autvehiculul cu
un motor de capacitate cilindrică mai mare și a putea organiza compartimentul motor
convenabil.

13
1.3.8 Consola spate

Fig. 1.8 Histogramele consolei spate
In Fig. 1.8 este evidentat faptul că 7 autovehiculele au di mensiunea consolei spate cuprinsa
între 826 mm și 881 mm, ceea ce reprezintă 50% din totalul modelelor similare. Consola
spate a autovehiculului de proiectat are dimensiunea de 791 mm, ceea ce oferă suficient
spațiu pentru portbagaj fără a lungi partea pos terioara a autovehiculului.

1.3.9 Garda la sol

Fig. 1.9 Histogramele pentru garda la sol

În Fig. 1.9 se observă faptul ca 6 automobile au o garda la sol cuprinsă între 148 mm și 159
mm, ceea ce reprezintă 43% din totalul modelelor similare. Aleg gard a la sol pentru
autovehiculul de proiectat de 172 mm, fapt care permite abordarea mai usoara a drumurilor
neamenajate și ferește partea de dedesubt a autovehiculului de eventualele poviri.

14
1.3.10 Masa proprie

Fig. 1.10 Histogramele masei proprii

În Fig . 1.10 este evidențiat faptul că 5 automobile se incadrează în intervalul 1346kg -1399kg,
ceea ce reprezinta 36% din totalul modelelor similare. Masa pentru automobilul de proiectat
este de 1307 kg. Această masă redusă ajută la obținerea unui consum redus d e carburant.

1.3.11 Masa totala

Fig. 1.11 Histogramele masei totale

Din Fig. 1.2.11 reiese faptul că 50% din modelele similare au masa totala cuprinsa între 1854
kg și 1937 kg, ceea ce înseamnă că 7 auvehicule se încadrează în acest interval. Masa totala a
autovehiculului de proiectat este de 1900 kg. Am ales acestă masă t otală pentru a nu fi
suprasolitat sistemul de suspensie al automobilului.

15
1.3.12 Masa utilă

Fig. 1.12 Histogramele masei utile

În Fig.1.12 se observă faptul că 8 modele similae au masa utilă cuprinsă între 539kg și
605kg, ceea ce reprezintă 57% din totalul modelelor similare. Automobilul de proiectat are o
masă utilă de 593 kg. Acestă masă utila este suficientă pentru transportarea a 4 pasageri plus
șoferul și a bagajelor acestora.

1.4 Stabilirea dimensiunilor postului de conducere și a manechnului bidimensional
Pentru a putea dimensiona postul de conducere este necesară dimensionarea manechinului
bidimensional.
Există trei tipuri de manechine:
-manechin cu procntaj 10% care semnifica: o zecime din numărul de adulți au lungimile
segmentelor l s și lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzătoare acestei
tipodimensiuni de manechin. [2]
-manechin cu procntaj 50% care semnifică faptul că jumătate din numărul de adulți au
lungimile segmentelor l s și lt mai mici sau cel mult egale cu lungimile corespunzatoare acestei
tipodimensiuni de manechin. [2]
-manechin cu procentaj 90% care semnifică faptul că dintr -un număr de adulti, 90% dintre ei
au lungimile segmentelor l s și lt mai mici sau cel mult egale cu lu ngimile corespunzătoare
acestei tipodimensiuni de manechin. [2]
Tabel ul 1.5 . Tipodimensiunea manechinului [2]
Tipodimensiunea
manechinului [%] 10 50 90
ls [mm] 390 417 444
lt [mm] 408 432 456

16

Fig 1.13 . Manechin bidimensional de procentaj 90% [2]
Poziția manechinului pe scaunul șoferului este definită de dimensiunile a și de unghiul α
dintre axa torsului rezemat pe scaun și verticală și δ care reprezintă unghiurile principalelor
articulații ale manechinului bidimensional. Manechinul în această poz iție este prezentat în
Fig. 1.13. [2]
Tabelul 1.6 Limitele de modificare a postului de conducere [2]
Nr
crt Dimensiunea Limita de
modificare Valoarea
aleasă
1 Unghiul de înclinare spre înapoi β 9…33 13
2 Distanța verticală de la punctul R
la punctul călcâiului, Hz[mm] 130…320 264
3 Cursa orizontală a punctului
R[mm], Hx Min 130 711
4 Diametrul volanului D[mm] 330…600 330
5 Unghiul de înclinare al volanului α 10…70 24
6 Distanța orizontală între centrul
volanului, Wx 152…660 384
7 Distanța verticală între centrul
volanului și punctul călcâiului,
Wz[mm] 530…838 625

17

Fig. 1.14 Dimensiunile postului de conducere

1.5 Determinarea poziției centrului de masă al autovehiculului
În acest subcapitol se va derermina:
-Poziția centrului de masă al caroseriei autovehiculului;
-Poziția centrului de masă al autovehiculului la sarcină nulă, cu șofer;
-Poziția centrului de masă al autovehiculului la sarcină maximă.
Pentru a realiza aceste determinări a fost folosit modelul de automobil proiectat.
S-a măsurat centrul de masă al fiecarui element față de punctul în care roata din față atinge
solul. Se folosește un sistem de axe XOZ.
1.5.1 Determinarea poziției centrului de masă al caroseriei
Pentru această determinare au fost elimitate toate ansamblurile și subansamblrie
autovehiculului. Formele caroseriei au fost considerate dreptunghiuri. Au fost luate în
cosiderare: elementele de caroserie ale automobilului, parbrizul, luneta, geamurile la terale,
blocurile optice fața și spate și instalația electrică a portierlor.
Tabelul 1. 7 Discretizarea elementelor componente ale caroseriei autovehiculului
Nr. crt Denumire subansamblu Masa [kg] Participaíe[%]
1 Blocuri optice față 5 0.72
2 Bara de protecție fața și elementele
de prindere + ranforsări + grile +
proiectoare de ceață 35 5.07
3 Capotă motor și izolație fonică 20 2.89
4 Aripi față 15 2.17

18
5 Parbriz 10 1.44
6 Plafon și ranforsări 30 4.34
7 Geamurile laterale 15 2.17
8 Portire laterale + stâlpul B+
instalație electrică pirtere 120 17.39
9 Podea și lonjeroane 320 46.39
10 Stâlpul C 30 4.34
11 Bară de protecție spate si elemente
de prindere + ranforsări 30 4.34
12 Haion și blocuri optice spate 25 3.62
13 Lunetă 10 1.44
14 Stâlpul A 25 3.62
Total 690 100

Pentru discretizarea elemtelor caroserie se fac conform Tabelul 1.x, luând în considerare toate
elementele.

Fig 1. 15 Discretizarea elemntelor de caroserie conform Tabelului 1.
Pentru a determina poziția centrului de masă se folosesc urmatoarele formule:
XGc = (1.3)
ZGc = (1.4)
unde:
– xj, zj sunt coordonatele centrului de masă al subansamblului j, exprimate în milimetri,
raportat la sistemul de axe ales (xoz);
– mj este masa exprimată în kg a subansamblului j.

19
Tabelul 1. 8 Determinarea centrului de masă al subansamblurilor (Gc)
Nr. crt. Denumira
subansablului Masa
[kg] Poziția centrului
de masă m*x j m*z j
xj zj
1 Blocuri optice față 5 -566 671 -2830 3355
2 Bara de protecție fața
și elementele de
prindere + ranforsări +
grile + proiectoare de
ceață 35 -552 378 -19320 13230
3 Capotă motor și
izolație fonică 20 -123 888 -2460 17760
4 Aripi față 15 8 765 120 11475
5 Parbriz 10 641 1135 6410 11350
6 Plafon și ranforsări 30 2052 1395 61560 41850
7 Geamurile laterale 15 1662 1104 24930 16560
8 Portire laterale +
stâlpul B+ instalație
electrică pirtere 120 1421 585 170520 70200
9 Podea și lonjeroane 320 1199 246 383680 78720
10 Stâlpul C 30 2812 1000 84360 30000
11 Bară de protecție spate
si elemente de
prindere + ranforsări 30 3207 482 96210 14460
12 Haion și blocuri optice
spate 25 3242 850 81050 21250
13 Lunetă 10 3117 1148 31170 11480
14 Stâlpul A 25 466 580 11650 14500
Total 690 – – 870050 356190

Conform relațiilor rezultă:
XGc=1260 mm
YGc= 516 mm
Deci rezultă că centrul de masă al caroseriei autovehiculului se află în punctul Gc de
coordonate (1260,516).

20

Fig. 1. 16 Poziția centrului de masă al caroseriei

1.5.2 Determinarea centrului de masă la sarcină nulă
Pentru această determinare se iau in considerare toate ansamburile și subansamblurile
autovehiculului împreună cu șoferul și bagajul aferent acestuia. Pentru caroserie se vor utiliza
valorile calculate anterior.
Tabelul 1. 9 Discretizarea ansamblurilor și subansablurilor autovehiculului.
Nr. crt Denumire subansamblu Masa [kg] Participaíe[%]
1 Caroserie 690 52.79
2 Servomecanism vacumatic și
pompă centrală de frână 6 0.45
3 Vas de expansiune 3 0.22
4 Ansamblul suspensie față 25 1.91
5 Ansamblul motor + instalație
electrica compartiment motor 170 13
6 Schimbător de viteze + ambreiaj și
volant 50 3.82
7 Radiator răcire 10 0.76
8 Radiator sistem aer condiționat 4 0.30
9 Vas pentru lichidul de parbriz 6 0.45
10 Casetă de direcție și coloană de
direcție 20 1.53
11 Manechin bidimensional 68 5.20
12 Scaune față 32 2.44
13 Ansamblul suspensie spate 20 1.53
14 Ansamblul punte spate+ roți 50 3.82
15 Rezervor combustibil(50L) 46 3.51
16 Bagaj șofer 7 0.53
17 Scaune spate 30 2.29
18 Ansamblul punte față + roți 43 3.28
19 Ansamblul frână față 10 0.76
20 Ansamblul frână spate 7 0.53

21
21 Bord + instalație climatizare +
instalație electrică 10 0.76
Total 1307 100

Discretizarea elementelor conform Tabelul 1.

Fig 1. 17 Discretizarea elementelor autovehiculului conform Tabelului 1.
Pentru a determina cenru de masă al autovehiculului la sarcină nulă folosim formulele:

XG0 = (1.5)
ZG0 = (1.6)
unde:
– xj, zj sunt coordonatele centrului de masă al subansamblului j, exprimate în milimetri,
raportat la sistemul de axe ales (xoz);
– mj este masa exprimată în kg a subansamblului j.
Tabelul 1. 10 Determinarea coordonatelor cent rului de masa al autovehiculului (G0)
Nr. crt. Denumira subansablului Masa
[kg] Poziția centrului
de masă m*x j m*z j
xj zj
1 Caroserie 690 1260 516 869400 356040
2 Servomecanism
vacumatic și pompă
centrală de frână 6 305 754 1830 4524
3 Vas de expansiune 3 231 850 693 2550
4 Ansamblul suspensie față 25 81 632 2025 15800

22
5 Ansamblul motor +
instalație electrica
compartiment motor 170 -239 669 -40630 113730
6 Schimbător de viteze +
ambreiaj și volant 50 -219 505 10950 25250
7 Radiator răcire 10 -571 634 -5710 6340
8 Radiator sistem aer
condiționat 4 -651 657 -2604 2628
9 Vas pentru lichidul de
parbriz 6 -473 420 -2838 2520
10 Casetă de direcție și
coloană de direcție 20 128 411 2560 8220
11 Manechin bidimensional 68 1334 566 90712 38488
12 Scaune față 32 1424 458 45568 14656
13 Ansamblul suspensie
spate 20 2644 613 52880 12260
14 Ansamblul punte spate+
roți 50 2643 334 132150 16700
15 Rezervor
combustibil(50L) 46 3119 516 143474 23736
16 Bagaj șofer 7 2867 752 20069 5264
17 Scaune spate 30 2189 488 65670 14640
18 Ansamblul punte față +
roți 43 0 335 0 14405
19 Ansamblul frână față 10 -57 295 -570 2950
20 Ansamblul frână spate 7 2690 702 18830 4914
21 Bord + instalație
climatizare + instalație
electrică 10 617 836 6170 8360
Total 1307 – – 1410629 713975

Conform formulelor
XG0= 1079 mm
ZG0= 546mm
Centrul de greutate al autovehiculului la sarcină nulă G0 are coordonatele (1079,546).

23

Fig 1. 18Poziția centrului de masă la sarcină nulă
1.5.3 Determinarea centrului de greutate la masă totală.
Pentru acestă determinare este considerat autovehiculul la sarcină nulă + patr pasageri și
bagaje.
Tabelul 1. 11 Discretizarea autovehiculului la sarcină totală.
Nr. crt Denumire subansamblu Masa [kg] Participaíe[%]
1 Automobil la sarcină nulă 1307 68.78
2 Pasager față 68 3.78
3 Pasageri spate 204 10.73
4 Bagaje 321 16.89
Total 1900 100

Fig 1. 19 Discretizarea ansamblurilor conform tabelului 1.

24
Pentru determinarea centrului de masă al autovehiculului la sarcină totală se folosesc
urmăresc următoarele formule:
XGa = (1.7)
ZGa = (1.8)
unde:
– xj, zj sunt coordonatele centrului de masă al subansamblului j, exprimate în milimetri,
raportat la sistemul de axe ales (xoz);
– mj este masa exprimată în kg a subansamblului j.
Tabelul 1. 12 Determinarea centrului de masă al autovehiculului la sarcină totală
Nr. crt. Denumira subansablului Masa
[kg] Poziția centrului
de masă m*x j m*z j
xj zj
1 Automobil la sarcină nulă 1307 1079 546 1410629 713975
2 Pasager față 68 1134 566 77112 38488
3 Pasageri spate 204 2111 593 430644 120972
4 Bagaje 321 2887 784 926727 251664
Total 1900 – – 2845112 1125099

Din calculele rezulta
XGa= 1497 mm
ZGa= 592 mm

Fig 1. 20 Poziția centrului de masă al autovehiculului la sarcină totală

25
Capitolul 2
Studiul tehnic și economic al soluțiilor posibile pentru ansamblul de proiectat

2.1 Destinatia, compunerea generala si clasificarea sistemelor de franare
Sistemul de fr ânare are rolul de a reduce viteza de deplasare a autoturismului, iar atunci când
este necesar are rolul de a reduce viteza până la oprirea aces tuia.
2.1.1 Destnatia sistemului de franare
Pentru a putea evidenția performanțele autovehiculului este nevoie ca acesta sa aiba un
sistem de frânare performant . Cu cât sistemul de franare este mai performant, cu atât viteza
medie de deplasare a autovehi culului crește, deoarece acesta poate fi oprit cu ușurință de catre
conducător. De asemenea, caracteristicile bune de frânare asigură evitarea unor incidente care
se pot produce chiar și în cazul deplasării cu viteze relativ mici, în condițiile de trafic u rban.
Statisticile accidentelor de circulatie arată importanța pe care o are un sistem de frânare eficient
în eliminarea consecințelor grave ale funcționării nesatisfăcătoare a altor sisteme ale
autovehiculului. [3]
Utilizarea mai frecventa a franelor are loc in condiții de trafic urban , precum si in
regiuni muntoase sau cu teren accidentat. Astfel, în condițiile de circulație ale unui oraș de
marime medie, 35 -45% din timpul total de mers, autovehiculul se deplasează frânat sau ruleaza
liber. [3]
În dezvoltarea autovehiculelor este specificat în mod clar faptul că tendința spre mărirea
vitezelor de circulație a fost legată strâns de îmbunătățirea performanțelor sistemului de
frânare. Prin importanța pe care o are in protejarea “factorului uman” sistemul de frânare
reprezintă elementul primordial in asigurarea siguranței circulației, și mai ales in condițiile
creșterii continue a calităților dinamice ale autovehiculelor si a traficului rutier. [3]
Pentru reducerea vitezei autovehiculului trebuies c create for țe care se opun mișcării.
Deoarece unele rezistențe la înaintare au efecte nesemnificative, iar rezistența la accelerare, in
cazul frânării devine foarță activă, rezultă necesitatea ca autovehiculul sa fie prevazut cu
dispozitive care să realiz eze forțe de sens opus mișcării. Aceste forțe se numesc forțe de frânare;
ele trebuie să aibă valori suficient de mari si care să poata fi reglate de catre conducator in
funcție de necesități. Forțele de frânare sunt create de mecanismele de frânare inclus e în
sistemul de frânare al autovehicului. [5]

26

Sistemul de franare al autovehiculului este destinat:
-micșorării vitezei autovehiculului până la o valoare dorită de către șofer, sau până la
oprirea autovehiculului;
-imobilizării autovehiculului atunci câ nd acesta se afla în staționare pe un drum
orizontal sau în pantă;
-stabilizarii vitezei autovehiculului la o valoare stabilită de către șofer la coborârea
pantelor lungi. [6]

Fig 2.1 Autmobil staționat în pant ă [7]
În Fig 2.1 putem observa un autovehicul care este staționat in pantă. Pentru a fi posibil
acest lucru, acest autovehicul are activate frâna de staționare.

2.1.2 Părțile componente și clasificarea sistemelor de frânare
Dispozitivul de franare este compus din :
-sisteul de frânare
-transmisia și elemente de comandă

27
Sistemul de frânare servește la producerea forțelor de frânare ce se opun mișcarii sau
tendinței de mișcare a autovehiculului.
Transmisia dispozitivului de frânare este compusă din ansamblul de elemente cuprinse
între elementul de comandă si frâna propriu -zisă și care sunt legate în mod funcțional. [3]
Elementul de comandă este piesa acționată direct de către conducătorul autovehiculului
pentru a furniza transmisiei energia necesară frânării.
Dispozitivele de frâna re se clasifică dupa utilizare, particularitățile constructive și locul
de dispunere a mecanismului de frânare, sursa de energie utilizată pentru acționarea
frânelor si dupa tipul și particularitățile transmisiei.
După utilizare, dispozitivele de frânare s e clasifică în: [4]
a) dispozitivul de frânare principal;
b) dispozitivul de frânare de siguranță;
c) dispozitivul de frânare de staționare;
d) dispozitivul de frânare auxiliar.

Dispozitivul de frânare principal este întâlnit și sub de numirea de frână de staționare sau frâna
de picor, datorită modului in care este acționată de către conducător. Acest dispozitiv trebuie
să reducă viteza sau sa oprească autovehiculul indiferent de viteza de deplasare a acestuia sau
de starea de încărcare. Dispozitivul de frânare principal acționează asupra tuturor roților
autovehiculului. [3]
După formă se deosebesc: frâne cu disc, frâne cu tambura și combinate.
După locul de dispunere se deosebes c: frâne pe roată și frane pe transmisie. Frânele pe
roată acționează direct asupra butucului roții, iar frânele pe transmisie acționează asupra unui
arbore din transmisie. [4]
După tipul transmisiei se deosebesc: frâne cu transmisie mecanică, frâne cu tran smisie
hidraulică, frâne cu transmisie pneumatică, frâne cu transmisie electrică; frane cu transmisie
combinată si frâne cu transmisie cu servomecanism.
Sursa de energie utilizată pentru acționarea frânelor poate fi: energia conducatorului,
o sursă indep endentă de energie controlată de conducatorul auto(servoactionare), o combinație
între aceste tipuri de energii (acționarea mixtă). [4]

28
După numarul de circuite prin care efortul exercitat de sursa de energie se transmite
mecanismului de frânare se deosebes c : frâne cu un singur circuit si frâne cu mai multe circuite.
În cazul transmisiei cu un singur circuit, o defectiune aparuta intr -un punct al acestuia scoate
din funcțiune dispozitivul de frânare ceea ce devine un real pericol pentru sofer și pasageri, d e
asemenea si pentru alți participanți la trafic. Autovehiculele moderne folosesc transmisia cu
mai multe circuite. În proiectarea transmisiei cu mai multe circuite se are in vedere păstrarea
unui raport de frânare între punțile autovehiculului, astfel înc ât in cazul defectării unui circuit
autovehiculul să își poată păstra stabilitatea la frânare. [8]

Fig. 2.2 Posibități de grupare a circuitelor de frână [8]

2.2 Studiul tehno -economic al soluțiilor posibile pentru mecanismul de frânare pentru
puntea față
În continuare vom discuta despre soluții posibile pentru mecanizmul de frânare al
punții față. Voi aduce în discuție doar suluțiile pe care constructorii de autovehicule moderne
le folosesc în prezent.
2.2.1 Tipuri constructive de mecanisme de frânare
În prezent, în construcția de automobile cel mai utilizat tip de mecanism de frânare
propriu -zise, pentru puntea față, este: frâna cu disc ventilat, dar unii producatori utilizeaza și
solutia de frâna cu disc neventilat, în general pentru autovehi culele ușoare care nu sunt
proiectate pentru a atinge viteze mari de deplasare. Ca și princpal dezavantaj al celui de al

29
doilea tip de disc este faptul ca acesta nu disipa la fel de rapid căldura. Discul de frână neventilat
ajungând mai rapid la temperatur i ridicate, unde iși pierde eficiența.

Fig 2.3 Frana cu disc ventilat 5 https://www.pieseauto.ro/oferte/etrier -golf-7/
În Fig 2.3 este pezentat un sistem de frânare cu disc ventilat și etrier flotant. Aceasta solutie
este cel mai des întâlnit la autovehiculele moderne.

Fig 2.4 Frana cu disc neventilat
În Fig 2.4 este reprezentat un sistem de frana cu disc neventilat, disc plin. Acest tip de
disc nu mai este intalnit des la autovehiculele moderne pentru puntea față.
2.2.2 Tipuri de mecanism de acționare
Alegerea mecanismului de acționare se face in funcție de tipul autovehiculului și de
destinația acestuia. Exista trei tipuri de mecanisme de acționere : mecanic, hidraulic și
hidraulic su servomecanism.

30
Acționarea decuplată (Brake By Wire) a frânelor este o metodă modernă încă în
dezvoltare. Acesta permite decuplarea pedalei de frână de circuitul de circuitul de frânare, dar
se păstrează o legatura hidraulică pentru eventuaee a varii. În modul normal de funcționare
cilindrul principal este decuplat de sistemul de frână, se măsoară deplasarea pedalei de frână
și forța de apăsare, iar presiunea este generată în sistem de electrovalve analogice. Presiunea
generată este distribuită î n sistem de un grup de moto -pompe care sunt echipate cu un
acumulator de înaltă presiune cu azot. Acesta permite un răspuns mult mai rapid și mai
eficace decât sistemul clasic de acționare. Încă un avantaj îl reprezintă faptul ca sistemul
funcționeaza mult mai bine la temperaturi ridicate si permite montarea de garnituri de
fricțiune cu un coeficient redus de fricțiune la temperturi joase, dar care crește o dată cu
creșterea temperaturii. [9]
Principalul dezavantaj al acestui sistem este siguranța în funcți onare deoarece are multe
componente care pot intra în avarie.

Fig. 2.5 Schița sistemului Brake By Wire [9]

Acționarea hidraulică a frânelor este în present cea mai răspândită in construcția de
autovehicule. Ca și principale avantaje putem aminti [3]:
– frânarea concomitentă a tuturor roților;
– repartizarea dorită a forței de frânare între punți cât și între saboți se realizează foarte
ușor;
– randamentul ridicat;
– timp redus la intrarea in actiune;
– constructie simpla si intretinere usoara.
Ca și dezavanaje putem aminti:

31
– imposibilitatea realizării unui raport de transmitere ridicat;
– scăderea randamentului mecanismului de acționare la temperature joase;
– scăderea randamentului mecanismului de acționare la temperature ridicate;
– pătrunderea aerului în instalatie duce la mărirea cursei pedalei și reduce foarte mult
eficiența frânării.

–
Fig. 2.6 Actionre mecanic ă fără servomecanism [10]
Acționarea hidraulica cu servomecanism este flosită la toate automobilele moderne,
inclusiv toate modele similare alese au această soluție implementată. Acest tip de
acționare are rolul de a amplifica presiunea lichidului de frană din instalație. În general la
acest tip de acționare cursa pedalei de frână nu depașește 40 -50 mm, ceea ce sporește
confortul cond ucătorului. [4]

Fig. 2.7 Sistem de fânare cu servomecanism [11]
2.2.3 Tipuri de etriere
La autovehiculele moderne se regasesc doua tipuri de estrieri: etrier flotant și etrier
fix. Ei pot avea in constructive unul sau mai multe pistoane. Având în vedere tema de
proiect voi prezeta varianta de etrier flotant cu un piston de tip pumn și etrierul fix cu
doua pistoane.

32
Rolul etrierului este de a menține în poziție garniturile de fricțiune și de a aplica o
forța asupra acestora atunci când conducatorul acționeaza sistemul de frânare.

Fig. 2.8 Etrier flotant cu un piston. [12]
În Fig. 2.7 este prezentat etrierl flotant cu un piston, cel ma des intalnit la
autovehiculele moderne. Presiunea din sistemul de frânare este aplicată asupra pusonului
care împin ge garniture de frâna din interior pe sprafata discului de frână, iar printr -un
sistem de culisare este trasă si garniture de frănâ exterioara pe suprafața discului.

Fig. 2.9 Etrier de frănâ fix [13]
În Fig 2.8 este reprezentat etrierul de frănâ fix cu patru pistoane. În a) este vederea din
față a etrierului si b) reprezintă vederea din spate. Aceste două vederi au fost folosite
pentru a evidenți faptul ca etrierul prezinta câte doua pistoane pe fiecare parte. Pentru
această variantă constructivă modul de funcționare este puțin diferit. Atunci când
conducătorul acționează sistemul de frânare cele două pistoane de pe interior imping
garniture de fricțiune interioară pe suprafața discului de frână, același luctru petrecându –
se și cu pistoanele din exterior . Acest etrier nu prezintă un sistem de culisare. Acest tip de
etrier permite performanțe ridicate de frânare.
În cazul punții fața etrierul poate fi poziționat în fața punții sau în spatele său.

33

Fig 2.10 Sistem de frână cu trier in fața punții
Modalita tea de amplasare a etrierului prezentată în Fig 2.10 reprezintă un avantaj prin
faptul că direcția autovehiculului este mai ușoara. Această metodă de amplasare este cel
mai des întâlnită.

Fig 2.11 Sistem de frână cu etrierul montat in spatele punții [14]
În Fig 2.11 este prezentat un sistem de frânare pentru un automobile de competișie.
Amplasarea etrierului în spatele punții si a casetei de direcție in fața punții confera o
stabilitate ridicată autovehiculului dar îngreunează sistemul de direcț ie.

2.3 Sistemul antiblocare al roților (A.B.S.) și programul electronic de asigurare a
stabilității (E.S.P.)
Sistemul ABS este un sistem ce evită blocarea roților în timpul frânării. Aceasta prezintă
două avantaje: permite conducătorului să păstreze cont rolul direcției în timpul frânării și
scurtează distanța de frânare.
Atunci când senzorii ABS detecteaza ca o roată se învarte mai încet decât celelalte sau se
blochează eliberează presiunea din circuitul de frână afferent roții respective pentru ca
aceast a sa se deblocheze. Acest fenomen este resimtit de către conducător prin vibrații aparte
in pedala de frână.

34
Sistemul ESP asigură stabilitatea automobilului și menținerea direcției dorite de rulare, în
situațiile critice (pierderea aderenței), prin interve nția rapidă asupra sistemului de frânare și a
cuplului generat de propulsor .[15]
Atunci când senzorii ESP (comuni cu cei ai sistemului ABS) detecteaza că o roată pierde
aderența sau că se pierde controlul asupra direcției de mers aplica o forța de frânare aspra
roții respentive si limiteaza cuplul oferit pe către propulsor.

Fig. 2.10 Senzor ABS și ESP [16]

2.4 Alegerea și definitivarea soluției tehnice pentru ansamblul de proiectat
Având în vedere analiza de mai sus și sistemele de frânare utilizate de constructorii
modelelor similare dar și de evoluția industrie constructoare de automobile aleg ca sistemul de
frânare sa fie comus din:
-disc de frână ventilat, pentru un randament termic mai bun;
-etrier flotant, datorita costurilor mai redus e, etrierul amplasat în fața punții față pentru un
plus de confort la acționarea sistemului de dicție;
-mecanism de acționare hidraulic cu servomechanism pentru sigurnța rutiera marită si
confort sporit;

35
-sistem de siguranța ABS și ESP pentru o siguranța s porită, de asemenea obligatorii prin
legislație incepând cu anul 2014.

36
Capitolul 3
Proiectarea generală a mecanismului de frânare față

În acest capitol se va dimensiona mecanismul de frânare și se va verifica la solicitările
mecanice și termice la care acesta este supus în timpul frânării.
Pentru o dimensionare și verificare cât mai corectă se alege cazul în care autoturismul
este încărcat la sarcina utilă maximă și se deplasează cu viteza maximă.

3.1 Determinarea forțelor și momentelor de frânare la punți

Se determină reacțiunile normale la punți, neglijând efectele aerodinamice, cuplurile de
inerție ale roților și rezistența la rulare. În figura 3.1 sunt prezentate forțele care acționează în
acest c az:

Fig. 3. 1 Forțele care acționează asupra automobilului la frânare, [ 8]
Pentru determinarea reacțiunilor se folosesc următoarele relații [8]:

Z1=b
L*Ga+φx*Ga*hG
L
(3.1)
Z2=a
L*Ga-φx*Ga*hG
L
(3.2)
Unde:
– a=xGa=1497 mm
– b=L- xGa= 1193 mm
– L= 2690 mm – ampatam entul autoturismului
– hG=zGa=546 mm
– Ga= 1863.9 daN – greutatea autoturismului încărcat
– φx= 0.95 – coeficientul de aderență longitudinal

Din relațiile 3.1 și 3.2 rezultă că:
Z1=1193
2690*1863.9 +0.95*1863 .9*546
2690=1186.03 daN
Z2=1497
2690*1863 .9-0.95*1863 .9*546
2690=677.86 daN

Urmează determinarea forțelor de frânare la limita de blocare, folosind următoarele
relații:

37
Ff1=φx* Z1 (3.3)
Ff2=φx* Z 2 (3.4)

Din rel ațiile 3.3 și 3.4 reiese că:
Ff1=0.95* 1 186.03 =1126.72 daN
Ff2=0.95* 677.86 =643.96 daN

În cazul în care se pornește de la condiția ca valoarea momentului să nu depășească
limita permisă de aderență, rezultă pentru momentul de frânare total al automobil ului relația:
Mf=Mf1+Mf2 (3.5)
În care:
Mf1=Ff1*rr (3.6)
Mf2=Ff2∗rr (3.7)
Unde:
– rr= raza de rulare a roții

Raza de rulare a roții se calculează cu următoarea formulă:
rr=l*r0 (3.8)
– r0= 315.95 mm- raza roții libere
– l=0.93 – coeficient de deformare a pneului

Din formula 3.8 reiese că:
rr=0.93*3 15.95 =300.15 mm=0. 300 m

Din relațiile 3.6 și 3.7 rezultă că:
Mf1=11267 .2*0.300=3380.16 Nm
Mf2=6439 .6*0.300=1931.88 Nm

Înlocuindu -se în relația 3.5 reiese că:

Mf=3380 .16+1931 .88=5312.04 Nm

După aflarea momentelor de frânare pe punți se calculează momentul de frânare la roată
cu relațiile următoare:
Mf1′= Mf1
2 (3.9)
Mf2′= Mf2
2 (3.10)
Din relațiile 3.9 și 3.10 rezultă că:
Mf1′= 3380 .16
2=1690.08 Nm
Mf2′= 1931 .88
2=965.94 Nm
Raportul dintre forțele de frânare la punți pentru care la limita de aderență are loc
frânarea ideală se calculează cu relația:

38
l=Ff1
Ff2=1126 .72
643 .96=1.74 (3.11)

Coeficienții de repartiție ai forțelor de frânare la punți se calculează cu formulele:
𝜈1=l/(1+l) (3.12)
𝜈2=1/(1+ l) (3.13)
Din cele două relații rezultă că:
𝜈1=1.74/(1+1 .74)=0.6 3
𝜈2=1/(1+1. 74)=0.3 6

În afara condiției de eficacitate a frânelor, autovehiculele trebuie să satisfacă și condiții
de stabilitat e la frânare. Coeficienții de utilizare a aderenței se calculează cu formulele
următoare:
f1=Ff1
Z1 (3.14)
f2=Ff2
Z2 (3.15)

Din relațiile 3.14 și 3.15 reiese că:
f1=1126 .72
1186 .03 =0.94
f2=643 .96
677 .86=0.94
În cazul autoturismelor, coeficienții de utilizare a ader enței trebuie să respecte condiția:
f1, f2≤dr+0.07
0.85 (3.16)
Unde: dr= decelerația relativă la frânare, calculându -se cu formula:
dr=0.1+0.85*( φx-0.2) (3.17)
Din relația 3.17 rezultă că:
dr=0.1+0.85*(0.95 -0.2)=0.74
Înlocuindu -se în relația 3.16 rezultă că:
f1, f2≤0.74+0.07
0.85
0.94≤0.952
Rezultă că relația 3.16 este îndeplinită.

3.2 Determinarea capacității de frânare

3.2.1 Determinarea analitică a decelerației maxime [8]

La frânarea în palier, la viteze suficient de mici pentru a neglija rezistența aerului (sub
60 ÷ 70 km/h), decelerația maximă poate fi exprimată ca o fracțiune din accelerațtia
gravitațională:
afmax=g*φx (3.18)

39
Rezultă că:
afmax=9.81* 0.95=9.32 m/ s2, care este mai mare decât decele rația medie am=6.43
m/s2.

3.2.2 Determinarea analitică a spațiului de frânare [8]

Spațiul minim de frânare limitat de aderență se calculează cu următoare formulă,
frânarea efectuându -se pe teren orizontal, până la oprire:
Sfr = 𝑉𝑚𝑎𝑥2
26∗g∗φx (3.19)

Autoturismul proiectat face parte din categoria M 1, deci viteza de la care se începe
frânarea este viteza maximă impusă in proiect Vmax=210km/h . Din form ula 3.19 rezultă că:
Sfr = 2102
26∗9.81∗0.95= 182 m
Dar pentru omologarea unui autoturism distanța de frânare trebuie s ă respecte relația:
Sfr < 0.1*V+ 0.006* 𝑉2 (3.20)
Sfr <0.1*100+0.006* 2102=>Sfr<285.6 m

Rezultă că spațiul minim de frânare este de 182 m, respectându -se relația 3.20.

3.2.3 Determinarea analitică a timpului de frânare [8]

Dacă autoturismul se deplasează pe teren orizontal, timpul minim necesar opririi se
calculează cu formula următoare:
tfrmin =1
3.6∗g*V0
φx (3.21)
Din relația 3.21 reiese că:
tfrmin =1
3.6∗9.81*210
0.95=6.25 s

3.3 Calculul frânei cu disc pentru puntea față [4]

În figura 3.2 se prezintă schema de calcul pentru frâna cu disc de tip deschis:

Fig. 3.2 Schema de calcul pentru frâna cu disc de tip deschis, [ 4]

40

Din figura 3.2 reiese că elementul de arie dA are formula:
dA=ρ*dρ*dθ (3.22)
Forța normală pe elementul de arie este:
dN=p*dA (3.23)
Forța de frecare este definită prin formula:
dFf=μ*dN (3.24)
Momentul de frecare elementar în raport cu centrul O are formula:
dMf=ρ*d Ff (3.25 )
Din relațiile de mai sus rezultă că momentul total de frecare pentru nf perechi de
suprafețe de frecare și distribuție uniformă a presiunii are formula:
Mf=2
3* μ*N* nf*re3−ri3
re2−ri2= μ*N* nf*rm (3.26)
În relația 3.26 rm reprezintă raza medie și are următoarea formulă:
rm=2
3*re3−ri3
re2−ri2 (3.27)
În practică pentru calculul razei medii se utilizează relația mai simplă:
rm=re+ri
2 (3.28)
Din analiza modelelor similare reiese că diametrul exterior al discurilor față este cuprins
între 2 60 și 320 mm. Diametrul jantei este de 16 inch ș i se alege diametrul exterior al discului
de frână de 288 mm, deci re=144 mm. Tot din analiza modelelor similare am ales diametrul
interior al discului 162 mm, deci r i=81 mm
Din relația 3.28 reiese că:
rm=144 +81
2=112.5 mm

În figura 3.3 se prezintă forțele care acționează asupra garniturilor de fricțiune:

Fig. 3.3 Forțele care acționează asupra garniturilor de fricțiune, [5]

41
Forța normală N se determină din condiția de echilibru a garniturii de fricțiune, în
funcție de valoarea forței de acționare a pistonului:
S-N- μ’* = (3.29)
N=𝑆
1+𝜇’∗𝜇 (3.30)
Unde:
– μ este coeficientul de frecare dintre disc și garnitură; μ = 0.25…0. 3;
– μ’ este coeficientul de frecare dintre placa suport a garniturii și corpul cilindrului de
acționare; μ’ = 0.05…0.1
Pentru calcule se adoptă următoarele valori:
– De=288 mm;
– re=144 mm;
– ri=81 mm;
– ri/ re = 0.56 ;
– μ =0.3;
– μ’ = 0.1;
– nf=2;
– α = 45˚.

Relația 3.30 se introduce în relația 3.26 și rezultă:
Mf= μ*𝑆
1+𝜇’∗𝜇 *nf*rm (3.31)
Din formula 3.31 reiese că:
S=Mf∗(1+μ’∗μ)
μ∗nf∗rm (3.32)
S=169 0.08 ∗(1+0.1∗0.3)
0.3∗2∗0.112=25904.5 N
N= 25904 .5
1+0.1∗0.3=25150 N
Coeficientul de eficacitate se determină cu relația [4]:
E=Mf
S∗re= (3.33)
E=1690 .08
25150 ∗0.144=0.466

Dimensionarea pistonașului din etrier se face pe baza forței necesare pentru acționarea
acestuia și în funcție de pres iunea de lucru a lichidului din circuit. Deoarece calculul se face
pentru situația în care frânarea se realizează la limita de aderență, se va considera o valoare a
presiunii la limita admisibilă p=1 4 MPa:
dc=√4∗S
p∗3.14 (3.34)
dc=√4∗24431 .87
14∗3.14=48.54 mm
Se va alege o valoare standardizată pentru diametrul pistonașului, mai mare decât cea
obținută prin cal cul, valoarea aleasă fiind de 57 mm.

42
Forța de apăsare a pedalei de frână Fp se determină cu relația [8]:
Fp=S
ip∗ih∗ηh (3.35)
Unde:
– ip- raportul de transmitere al pedalei; ip=5
– ih- raportul de transmitere hidraulic;
– ηh-randamentul transmisiei hidraulice; ηh=0.95

Raportul de transmitere hidraulic are următoarea formulă:
ih=(2∗dc
dp)2 (3.36)
Unde:
– dc- diametrul cilindrului etrierului;
– dp- diametrul cilindrului principal; dp=25.4 mm

Din relația 3.36 rezultă că:
ih=(2∗57
25.4)2=20.14
Înlocuind u-se în relația 3.35 reiese că:
Fp=25904 .5
5∗20.14∗0.95=270.78 N
Această valoare obținută prin calcul este mai mică decât forța maximă de apăsare a
pedalei pentru un autoturism din clasa M1, care este 500 N.

3.4 Verificarea mecanismului de frânare [8]

3.4.1 Verificarea solicitărilor mecanice

Verificarea solicitărilor mecanice ale frânelor se apreciază cu ajutorul unor parametrii,
dintre care cei mai utilizați sunt: presiunea pe suprafața garniturilor de fricțiune, lucrul mecanic
specific de frecare, puterea specifică și încărcarea specifică.

Presiunea pe suprafa ța garniturilor de fric țiune se calculează pentru a determina
durabilitatea garniturilor de fricțiune. Aceasta se apreciază cu ajutorul presiunii dintre garnitură
și disc.
La frânele cu disc se admite că presiunea pe disc este uniformă și se calculează
presiunea medie cu următoarea relație:
pmed=N
α(re2−ri2) [daN/cm2] (3.37)

pmed=25150
0.785 (14.42−8.12)=23.27 daN/cm2

Presiunea medie admisibilă este de 70 daN/cm2, deci sistemul proiectat respectă această
condiție.

Lucrul mecanic specific de frecare determină durabilitatea garniturilor de fricțiune și
se calculează cu formula:

43
Ls=Lf
∑A (3.38)
Unde:
– Lf- lucrul mecanic al forțelor de frânare;
– ∑A- suprafața ga rniturilor de fricțiune de la toate frânele;

Lucrul mecanic al forțelor de frânare se determină din condiția ca, în timpul frânării,
variația energiei cinetice să fie egală cu lucrul mecanic de frânare, rezultând:
Lf=1
26∗Ga
g∗V2 (3.39)
Unde:
– V – viteza autovehiculului la începutul frânării, în km/h;
– Ga- greutatea autovehiculului încărcat; Ga=1900 daN

Lucrul mecanic specific de frânare de determină în două cazuri: când autoturismul
începe frânarea de la 30 km/h și atunci când începe frânarea de la viteza maximă, adică 210
km/h.
Din relația 3.39 reiese că:
Lf,30=1
26∗1900
9.81∗302=6704.3 J
Lf,210=1
26∗1900
9.81∗2102=328510.93 J

∑A=A 1+A 2 (3.40)
A1,2= α(re2−ri2)*4 (3.41)
A1=0.785* (14.42−8.12)*4=445.09 cm2
A2=0.785*(14.42-8.1 2)*4=445.09 cm2
Rezultă că:
∑A=445.09 +445.09 =890.18 cm2

Înlocuindu -se în relația 3.38 rezultă că:
Ls,30=670 .43
890 .18=0.753 daNm/ cm2; valoarea admisibilă care este de 5…10 daNm/cm2 ceea
ce înseamnă că valoarea obținută este bună
Ls,210=32851 .09
890 .18=36.90 daNm/ cm2; valoarea admisibilă care este de 40…150
daNm/cm2, ceea ce înseamnă că valoarea obținută este corectă

Puterea specifică de frânare se calculează cu relația:
Ps=P
∑A (3.42)
Unde: P este puterea de frânare necesară la frânarea unui autovehicul de masă ma=Ga
g de la
viteza vmax (m/s) până la oprire, cu decelerația maximă afmax, având formula:
P=Ga
g*afmax ∗vmax (3.43)
Înlocuindu -se în formula 3.42 rezultă că:
Ps=Ga∗afmax ∗vmax
g∗∑A (3.44 )

44
Se recomandă ca verificarea să se facă separat pentru fiecare punte, având în vedere
distribuția forței de frânare pe punți exprimată prin coeficienții 𝜈1 și 𝜈2, cu relațiile:
Ps1=𝜈1*Ga∗afmax ∗vmax
g∗A1 (3.45)
Ps2=𝜈2*Ga∗afmax ∗vmax
g∗A2 (3.46)

Din relațiile 3.45 și 3.46 rezultă că:
Ps1=0.62*1900 ∗9.32∗210
3.6∗9.81∗445 .09∗1000=0.146 kW/cm2
Ps2=0.38*1900 ∗9.32∗210
3.6∗9.81∗445 .09∗1000=0.089 kW/cm2

Din calcule rezultă că Ps1,2 sunt mai mici decât puterea specifică admisibilă și se
respectă astfel condiția ca Ps1,2≤0.75…0.95 kW/cm2.

Încărcarea specifică a garniturii de fricțiune reprezintă o altă metodă pentru
aprecierea solicitărilor garniturilor de fricțiune, determinându -se cu relația:
qs=Ga
∑A (3.47)
Din relația rezultă că:
qs=1900
890 .18=2.13 daN/cm2

Din calcule rezultă că qs e mai mică decât încărcarea specifică admisibilă pentru frânele
cu disc și se respectă astfel condiția : qs≤3.5…10 daN/cm2.

3.4.2 Verificarea solicitărilor termice [8]

Calculul termic al frânelor se efectuează pentru următoarele regimuri de frânare:
frânarea intensivă; frânarea îndelungată; frânări repetate, efectuate la intervale de timp regulate
și egale ca intensitate.

a) Calculul termic al frânelor la frânarea intensivă

În cazul unei f rânări intensive, de scurtă durată, se neglijează schimbul de căldură cu
exteriorul, considerându -se că întreaga cantitate de căldură care se degajă contribuie la
ridicarea temperaturii frânei propriu -zise. Datorită conductibilității termice foarte reduse a
garniturilor de fricțiune, aproape întreaga cantitate de căldură este preluată de disc.
Bilanțul termic la frânarea intensivă de la viteza V până la oprirea autovehiculului este
dat de relația:
1
2∗Ga
g∗V2
3.62∗1
427=ξ∗Gd∗c∗nf∗Δτ (3.48)
Unde:
– Gd- greutatea discului; Gd=7 daN
– c-căldura masică a materialului din care este confecționat discul; acesta va fi
confecționat din fontă cenușie, iar c=0.6 kJ/kg* ˚C;
– ξ- coeficient ce reprezintă fracțiunea din caldur a produsă și preluată de disc; ξ=99%;

45
– Ga- greutatea autoturismului încărcat; Ga=1900 daN;
– nf-numărul roților frânate;
– Δτ- creșterea de temperatură a discului.

Creșterea de temperatură a discului se calculează cu relația:
Δτ=Ga∗V2
108575 ∗ξ∗Gd∗c∗nf (3.49)
Din formula 3.49 rezultă că:
Δτ=1900 ∗302
108575 ∗0.99∗7∗0.6∗4=0.94 ˚C
Creșterea de temperatură a discului obținută este mai mică decât valoarea limită
admisibilă la o frânare intensivă de la 30 km/h, până la oprirea autovehiculului, care este de
15˚C.

b) 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 dt este dat de relația:
dQ=dQ 1+dQ 2 (3.50)
unde:
– dQ- cantitatea de căldură elementară rezultată la frânare;
– dQ1- cantitatea de căldură elementară cedată mediului exterior;
– dQ2- cantitatea de căldură elementară consumată la încălzirea discului.

Dacă se înlocuiesc cantităț ile elementare de căldura bilanțul termic devine:
qd*A*dt= a*Ar∗τ∗dt+c*Gd*dτ (3.51)
Unde:
– qd- densitatea fluxului de căldură la frânarea îndelungată la începutul frânării;
– A – suprafața garniturii de fricțiune;
– a- coeficientul de schimb de căldură dintre disc și aer;
– Ar-suprafața de răcire a discului;
– 𝜏- temperatura relativă a discului în raport cu mediul înconjurător;
– c- căldura masică a materialului din care este confecționat discul;
– Gd- greutatea discului;
– dτ- creșterea de temperatură.

Densitatea fluxului de căldură este dată de relația:
qd=Ga
g∗ΣA∗V
3.6∗af
427 (3.52)
qd=1900
9.81∗890 .18∗210
3.6∗9.32
427=0.2770 kcal/cm2*s
qd=0.2770*1000= 277 kW/m2
În cazul frânării îndelungate, temperatura maximă a discului se poate calcula cu relația:
τmax=56.5*χ∗qd
ρ∗c*√V
3.6∗1
π∗af∗αt (3.53)
Unde:

46
– χ- coeficient de repartiție a căldurii între garniturile de fricțiune și disc (χ =1 dacă se
consideră garniturile ca fiind izolatoare);
– ρ- densitatea materialului discului; ρ=7200 kg/m3;
– αt- difuzivitatea termică.

Difuzivitatea termică se determină cu următoarea relație:
αt=λ
c∗ρ (3.54)
În care: λ- conductivitatea termică; λ=28 W/m* ˚C.

Din relația 3.54 rezultă că:
αt=28
0.6∗7200=6.48*10-3 m/s2

Înlocuindu -se în relația 3.53 rezultă că:
τmax=56.5*1∗277
7200 ∗0.6*√210
3.6∗1
π∗9.32∗6.48∗10−3=63.53 ˚C
Temperatura frânelor nu trebuie să depășească 300 ˚C, deci se respectă această cerință.

c) Calculul termic al frânelor în cazul frânărilor repetate [8]

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 relația :
τs=τ0+Δτ
b∗t0 (3.55)
Unde:
– Δτ- creșterea de temperatură datorită frânării; Δτ=0.94 ˚C;
– b- coeficient ce caracterizează condițiile de răcire a frânelor; b=0.004 s-1;
– τ0-temperatura mediului ambiant; τ0=20 ˚C;
– t0-intervalul dintre frânări; t0=20 s.

Din relația 3.55 rezultă că:
τs=20+0.94
0.004 ∗20=31.75 ˚C < 300 ˚C, deci se respectă condiția impusă.

47
Capitolul 4
Mentenanța sistemului de fr ânare
4.1 Funcțiunile sistemului
Sistemul are rolulul de a: micșora viteza autovehiculului până la o valoare dorită de
către șofer, sau până la oprirea autovehiculului; imobiliza autovehiculului atunci când acesta
se afla în staționare pe un drum orizontal sau în pantă și de a stabiliza v iteza autovehiculului la
o valoare stabilită de către șofer la coborârea pantelor lungi. [3]
4.2 Unelte și dispozitive utilizate
În acest subcapitol sunt prezentate uneltele și dispozitivele ce pot fi utilizate pentru verificare
și întreținerea sistemului de frănare.

Fig. 4.1 Șubler pentru verificarea grosimii discului de frână [17]

În Fig. 4.1 este prezentat un șubler digital conceput special pentru a putea măsura
grosimea discului de frână atunci când acesta prezintă uzură.

Fig 4.2 Ceas comparator[ 18]

48

În Fig 4.2 este prezentat un ceas comparator. Cu ajutorul acestuia putem măsura
abaterile radiale și ovalitatea discului de frână.

Fig 4.3 Trusă pentru retragerea etrierului [19]

În Fig 4.3 este prezentată o trusă de etriere hidraulică. Această trusă servește la
retragerea pistonului etrierului în vederea schimbului garniturilor de fricțiune. Se poate folosi
atât pentru pistoanele care trebuiesc presate pentru a putea fi retrase, cât și pentru cele care
trebuiesc rotite.

Fig 4.4 Aparat pentru aerisit instalația de frânare și înlocuit lichidul de frână[20]

49

În Fig 4.4 este prezentat un model de aparat pentru schimbul lichdului de frână si
pentru aerisirea sistemului de frânare. Acest mod de a aerisi sistemul de frânare este mult mai
sigur decât metoda clasică de aerisire.

Fig 4.5 Tester lichid de frână [21]

În Fig 4.5 este prezentat un tester pentru lichidul de frână. Acest apparat măsoară
concentrația de apă din lichidul de frână.

4.3 Modificarea stării tehnice
Discul de frână
a) Fenomene de uzare
Discul de frână poate suferi uzare normală datorită forței de frecare dintre
suprafața sa și garniturile de fricțiune, dar poate aparea și uzare anormală datorită
călcării inegale a garniturii de fricțiune sau patrunderea de corpuri străi ne intre
disc și garniture de fricțiune. [22]

Fig 4.6 Disc de frana cu uzare normală [23]

50

Fig 4.7 Disc de frână cu uzare creată de garniture de fricțiune [23]
În Fig. 4.7 este prezentat un disc de frână care prezintă uzare creată de fucționarea
sistemul ui de frână cu garnituri de fricțiune uzate.

Fig. 4.8 Disc de frână corodat [23]
În Fig. 4.8 este prezentat un disc de frână corodat. Acest fenomen poate apărea din
cauza plocării pistonului etrierului.

b) Deformari și ruperi
Discul de frână poate suferi deformări atunci când acesta are o temperature
ridicată și intră în contact cu apă. În acest caz apare fenomenul de ovalizare a
discului de frână. Tot în urma contactului cu apa la temperature ridicate discul de
frână se poate fisura.

Fig 4.9 Disc de frână fisurat [23]
c) Depuneri de substanțe
În cazul discului de frână nu există depuneri de substanțe.

51
Etrierul

a) Fenomene de uzare
Etrierul nu poate prezenta uzură
b) Deformari și ruperi
În cazul etrierului nu apar deformări și r uperi decât în cazul în care acesta este
lovit din greșeală. Totuși garniturile de etanșare aflate în zona culianților și a
pistonului se pot rupe în timp. [22]

Fig 4.10 Garniturile pstonului etrierului [24]
c) Depuneri de substanțe
În cazul etrierului pot a părea depuneri de substanțe apărute în urma pătrunderii
apei în lichidul de frână. Aceste depuneri se formeaza în general în zona
aerisitorului, dar și pe piston pot aparea. De asemenea în urma ruperii garniturior
pistonul intrat încontact cu apa poate rug ini.

Fig 4.9 Piston ruginit [25]

Garniturile de fricțiune
a) Fenomene de uzare
Garniturile de fricțiune pot suferi uzari în urma montării incorecte, în urma unui
disc de frână cu abateri de la planeitate, dar și în urma exploatării normale. [26]

52

Fig 4.10 Garnitură de fricțiune uzată inegal [26]

b) Deformari și ruperi
În urma șocurilor termice garniturile de fricțiune pot preenta fisuri sau chiar ruperi
de material

Fig 4.11 Garnitură de fricțiune ruptă [26]
c) Depuneri de substanțe
În cazul garnituril or de fricțiune nu pot apărea depuneri de substanțe.

Conducte si racorduri

Fig 4.12 Racord de frâna defect [27]

53
În Fig 4.12 se poate observa o ruptură în racordul de frână, cee ace conduce la
scoaterea din utilizare a unui circuit de frână. Acest defect poate apărea în urma îmbatranirii
materialului sau daca racordul a fost lovit.

Fig 4.13 Conduct de frână [27]

În Fig 4.13 este un exemplu de conductă de frână fisurată in urma coroziunii. De
asemenea si această defecțiune conduce la scoaterea din funcțiune a unui circuit de frână.
De asemenea modificari ale stării tehnice ot apărea și la pompa centrală de frână .
Aceastia i se potate înfunda orificul care comunică cu atmosfera, sau orificiile din piston. Un
alt defect posibil este blocarea pistonului în cilindru, sau fisurarea vasului pentru lichid. [22]
Servomecanismul vacumatic poate avea urmatoarele defecțiuni; fisurarea
membranei, înmuierea sau ruperea arcului membranei sau pierderea etanșeității la nivelul
conexiunii cu colectorul de admisie sau cu pompa vacumatică. [22]
Modificarile stării tehnice care pot apărea în cazul pedalei de frână sunt: ruperea
arcului de rapel sau griparea părghiilor. [22]

4.4 Verificări
La sistemul de fănare de pe puntea fața se pot verifica:
-cursa liberă a pedalei de frăna;

-starea de uzare a discului de frână;
Pentru a putea face această verificare trebuie sa fie demontată roata autovehiculului
pentru a avea acces ușor la discul de frână. Prima verificare care se poate efectua este una
vizuala, unde trebuie urmarit daca discul de frână prezintă fisuri. Cea de a doua operațiune
este de comparare a grosimii d iscului de frână cu valoarea minima admisiblă. Aceasta valoare

54
se găse ște ștanțată pe discul de frână. În cazul în care valoarea măsurată este mai mică decât
cea ștanțată pe discul de frână, acesta trebuie înlocuit. [22]

Fig. 4.14 Verificarea grosimii di scului de frână. [28]
Cea de a treia operațiune de verificare este verificarea abaterilor discului. Pentru asta
se folosește un ceas comparator care se fixează pe brațul fuzetei, se așează acul compaator pe
suprafața discului,iar apoi prin rotirea disculu i se pot constata eventualele abateri. Aceasta
operațiune este exemplificată in Fig 4.15

Fig 4.15 Verificarea abaterilor discului de frână [29]

-starea de uzură a garniturilor de fricțiune;
Pentru acesta verificare este necesară demontarea roții autovehiculului. Apoi prin
inspecție vizuală se urmarește daca garniture de fricțiune este trecută de pragul maxim de
uzură. Acest prag este reprezentat de o tablă înoită care atunci când intra in contact cu discul
de frână produce un zgomot ascuțit. La au tovehiculele moderne garniturile de fricțiune sunt
prevazute cu un sensor, care odata atins transmite o avertizare pe instrumentarul de bord.

55

Fig 4.16 Garnitură de fricțiune uzata,prevazută cu sensor [30]

-scurgerile de lichid de frână;
Acesta verifi care se efectuaza visual. Se urmareste dacă la îmbinările conductelor de
frână există scurgeri de lichid, sau daca acestea prezintă coroziune accentuată Tot odată se
verifică și starea racordurilor de frână. Dacă acestea au scurgeri sau materialul pare înb ătrânit
se înlocuiesc.

-eficiența sistemului de frână și dezechilibrul la frânare, verificări care se efectuaza pe
stand;
Pentru a putea efectua aceste măsurători avem nevoie de un stand cu role. În Fig 4.17
este prezentat un exemplu de stand.

Fig. 4.17 Vedere asupra standului cu role [31]
Acest stand este conectat la un calculator care are instalat un program secial pentru
standul respective. Un exemplu de stand pentru calculator este arătat in Fig 4.18.

56

Fig. 4.18 Rastelul cu calculator pen tru standul cu role. [31]

Se așeaza automobilul pe standul cu role, se decuplează schibătorul de viteze și se
pornește standul. Când acesta ajunge la viteza de încercare se apasă pedala de frână,
constant, până când roțile autovehiculului se blochează. În urma încercării pe ecranul
calculatorului v -a fi afișată o fisă de rezultate. În aceasta fișa se regăsesc valorile pentru forța
de frânare aplicate fiecărei roți și valoarea în procent a dezechilibrului la frânare între roțile
aceleași punți. În Fig 4.1 8 se regasește un exemplu de rezultat afișat pe ecranul
calulatorului. [31t]

Fig. 4.18 Fișa de rezultate pentru încercarea punții din fața

57
În urma testării sistemului de frânare am obținut o valoare a fosței de frânare de 1784
N pentru roata din stâng a, respective 2082 N pentru roata din dreapta. Pe fișa este specificată
și difența la frânare pentru roțile punții din fața care are o valoare de 14%, ma mica decât
30%, care este limita maximă admisă. În urma Încercării s -a dovedit ca autovehicului testat
are un sistem de frânare efficient.
-calitatea lichidului de frână.
Această verificare se face cu ajutorul testerului pentru lichidul de frână. Se introduce
testerul în vasu pentru lichid de frână și se asteaptă până când acesta face citrea. În urma
testării pe tester ne este arătată calitatea lichidului de frână prin analizarea punctului de
fierbere al acestuia.
Pe ecranul dispozivului pot aparea trei culori: verde, care semnifică faptul că lichiul de frână
este optim pentru utilizare, galben, care rep rezintă faptul că lichidul de frână mai poate fi
utilizat dar necesită schimbare și rosu care indică faptul că lichidul de frână necesită schibare
imediată. În Fig 4.19 este exemplificată această verificare.

Fig 4.18 Testare calitate lichid de frână [32]

4.5 Regraje ale sistemului de frânare
În cazul sistemului de frânare studiat se poate regla cursa liberă a pedalei de frână.
4.6 Întreținerea sistemului de frânare
Operațiile de întreținere ce sunt efectuate acestui sistem sunt:
-schimarea lichiduui de frână și aeririsirea circuitului de frână
Pentru această operațiune de întreținere punem folosi un aparat special care introduce
lichid de frână sub presiune în sistemul de frânare. Conectăm conducta aparatului la vasul cu
lichid de frână a autovehiculului. Aceasta operațiune este reprezentată in Fig. 4.19. După ce

58
s-a efectuat acest pas se conecteaza un recipient cu un furtun la supapa de aerisire etrierului
cel mai indepărtat de pompa de frână (uzual se începe cu erierul de pe partea stânga
spate).Această operațiune se regasește exemplificată în Fig. 4.20 Se slabește aerisitorul sise
asteapta cand pe urtun curge lichid nou de frână fara bule de aer. Se repetă aceasta operațiune
și la ceilalți etrieri. La final s e deconectează aparatul și se umple cu lichid de frână pana la
nivelul maxim. Acest nivel este specificat pe vazul de lichd de frână.

Fig. 4.19 Furtul aparatului sub presiune conectat la fasul cu lichid de frână [33]

Fig 4.20 Conectare furtun la aeris itorul etrierului [33]

-completarea lichidului de frână.
Pentru a putea face aceasta operatiune se desface capacul vasului de lichid de frână și
se completează cu lichid de frână până la nivelul maxim. Acest nivel este ștanțat pe vas

Fig 4.21 Completarea nivelului lichidului de frână. [33]

59

Fig 4.22 Vas pentru lichidul de frână [34]
În Fig 4.22 este prezentat un vas pentru lichidul de frână pe suprafața căruia se pote
observa ștațarea pentru citirea nivelului de lichid.

60

Capitolul 5
Proiecarea discului de frana
5.1.Analiza rolului functional,a condițiilor tehnice im puse piesei finite si a tehnologitatii
acesteia.
În acest capitol se va studia tehnologia de fabricare a discului de frână.
5.1.1.Rolul funcțional și solicitarile discului de frână
Punerea în valoare a performanțelor de viteză și de accelerație ale automobilului în
condiții de siguranță depind într -o masură hotărâtoare de capacitatea de frânare a acestuia.[3]
Destinația sistemului de frânare este de a reduce viteza autovehiculului pâna la
o valoarea dorită sau chiar la oprirea lui cu o decelerație c ât mai mare in condiții perfecte de
securitate și pe distanța cea mai scurtă .Sistemul de frânare are scopul de a diminua sau a elimina
complet energia cinetică a autovehiculului prin disiparea (transformarea) ei în căldură. [8]
Discul de frână este cel car e, prin realizarea cuplei de frecare alaturi de garniturile de
fricțiune , realizează frânarea propiu -zisă a autovehiculului.
Răcirea discului de frână și a garniturilor de fricțiune, se realizează în principal cu
ajutorul aerului.
Discul ventilat,fig.1 a sigură o răcire mai bună, datorită prezenței canalelor radiale
practicate pe circumferința discului.

Fig.5.1 Discul de frână ventilat [35]

61
Răcirea este realizată practic, datorită aerul care pătrunde în acele canale radiale.
Acestea asigurând o suprafață mai mare de contact a discului cu aerul, ceea ce conduce la
creșterea cu 70% a căldurii disipate, în raport cu un disc plin de aceași masă.
Pentru că în timpul frânării temperatura mecanismului de frânare ajunge la temperaturi
de 4000-5000 C, materialele trebuie să fie capabile să suporte tensiuni mecanice și termice mari.
Discul de frână trebuie să aibă o conductibilitate termică mare, și o rezistență mecanică mare
Solicitările discului de frână
Având în vedere că frânarea presupune transformarea într -un timp scurt a energiei mecanice
în energie termică, și că ea se realizează prin frecarea realizată dintre disc și garniturile de
fricțiune, solicitările discului de frână sunt mecanice(presiune de contact, oboseală, uzare) și
termice.
La sistemele de frânare cu disc deschise, condițiile de lucru sunt variabile in funcție de
temperatură, climă, starea drumului, praf, m urdarie etc

Suprafețele funcționale ale discului de frână

Fig. 5.2. Suprafețele funcționale ale discului de frână

62
S1 = suprafață cilindrică exterioară cu rol de transmitere a căldurii în exterior
S2 și S 11 = suprafață plană exterioară pe care acționează garniturile de fricțiune
S3= suprafața de contact cu butucul roții
S4 și S 9 = suprafață cilindrică interioară cu rol d e prindere a discului pe butucul roții
S5= suprafață cilindrică interioară
S6= suprafață toroidală de racordare
S7= suprafață frontală de contact cu janta
S8= suprafața de sprijin pe butucul roții
S10= suprafață cilindrică exterioară

Predimensionarea disc ului de frână

Dimensiunile discului de frână au fost stabilite în Capitolul 3, în urma analizei modelelor
similare. Dimensiuni principale:
-De= 288mm
-Di=162mm
5.1.2.Conditiile tehnice impuse
Condițiile tehnice generale sunt:
– rezistență mare la uzură
– rezistență mecanică ridicată
– rigiditate ridicată
– ca urmare a variațiilor de temperatură (condițiilor de lucru), deformațiile trebuie să fie cât mai
mici
– calitatea prelucrării suprafețelor
Condițiile tehnice de prelucrare a pieselor de tip di sc :
– respectarea paralelismului suprafețelor frontale pentru care se admite o abatere în limitele de
0.05 – 0.1 mm
– respectarea coaxialității, cât și a perpendicularității suprafețelor frontale pe ax cu abateri de
0.01 – 0.05 m m
Condiții tehnice impuse prin desenul de execuție :
– rugozitatea generală = 3.2
μ m
– rugozitatea suprafețelor de lucru = 1.6
μ m

63
– abaterea de la paralelism a suprafețelor de frecare să nu fie mai mare de 0.01 mm
– abaterea de la perpendicularitate a suprafețelor de frecare față de axa de rotație a discului să
nu depășească valoarea de 0.01 mm
– abaterea de bătaie frontală trebuie să fie de 0.01 mm
– găurile filetate trebuie să aibă o abatere de paralelism față de axa de simetrie a piesei de 0.03
mm
– abaterea de la cilindricitate a diametrelor interioare să nu depășească valoarea de 0.01 mm

5.2.Alegerea materialului pentru execu ția discului de frana
Materialul discului de frână trebuie ales ținându -se cont în principal de regimul termic și
mecanic ridicat la care este supus. Discurile de frână sunt confecționate de cele mai multe ori
din fonte cenușii sau din fonte perlitice slab aliate cu nichel, crom. Fontele cenușii prezintă
avantajul că au rezistență ridicată la uzură, realizând astfel un coeficient mare de frecare între
disc și garniturile de fricțiune.
În standardul pentru turnarea fontelor STAS 568 -82, se prezintă rezistența la tracțiune,
rezistența la tensionare și duritatea brinell în funcție de diametrul brut al p iesei turnate.
Tabel 5.1. Extras din STAS 568 -82
Tip fontă Diametrul piesei
brut turnate d [mm] Rezistența la
tracțiune
[MPa] Rezistența la
tensionare
[MPa] Duritatea Brinell
[HB]

Fc 190 170 230 370
140…180 200 180 340
288 140 290
480 114 260

Fc 200 110 170 400
170…230 260 230 380
288 200 370
450 160 350

Fc 380 170 320 –
180…240 200 270 450
288 250 470
450 210 480

Materialul discului de frână trebuie să prezinte proprietăți antifricțiune ,să prezinte
proprietăți anticorozive și să aibă un grad ridicat de rezistență la solicitări mecanice și
termice.
Se observă că pentru diametrul exterior al discului de 288 mm, ce a mai bună
rezistență la tracțiune și la tensionare o are Fc380.

64
Alegerea procedeului de obținere a piesei se realizează ținându -se cont de criteriile tehnico –
economice și de materialul din care este confecționată piesa, de precizia impusă prin desenul
de execuție, de forma și solicitările acesteia, de dimensiunile piesei și de tipul producției.
Pentru realizarea discului de frână s -a ales materialul Fc380 . Acest lucru determină
confecționarea semifabricatului prin turnare.
Turnarea reprezintă procedeul tehnologic de obținere a pieselor prin introducerea unui
material în stare lichidă în anumite forme speciale, iar în urma solidificării acesteia rezultă
semifabricatul.
Semifabricatele pentru piesele de tip disc se pot obține foarte ușor prin tu rnare statică,
turnare sub presiune sau, pentru productia de serie mare si de masă, turnare în vid.
Forma este simplă, fără înclinari de suprafată și raze de racordare relativ usor de obținut.
Adaosul de prelucrare este de 2,5 -3 mm (conform STAS 6287 -67 – adaosuri de prelucrare –
piese de tip disc), prin aceasta obținându -se un indice de utilizare al materialului foarte bun.
Ca dezavantaje la acest procedeu se pot menționa:
– cost ridicat pentru materiale auxiliare
– consum mare de manoperă și material ( pot exista multe rebuturi)
– consum mare de energie pentru a aduce materialul ce urmează a fi turnat în forme, în stare
lichidă

5.3 Stabilirea productiei semifabricatului in forma sau matrita si a planului de reparatie
Constructia formelor me talice prezinta particularitati din punct de vedere al suprafetei de
separatie, al grosimii peretilor, al constructiei miezurilor, al evacuarii aerului si a gazelor, al
constructiei retelei de turnaresi al sistemelor de centrare si turnare.
Planul de se paratie a formelor metalice este totdeauna vertical. Aceasta particularitate este
impusa de necesitatea ca suprafata de separatie sa sectioneze reteaua de turnare, astfel ca
dupa solidificare acestea sa poata fi extrase din forma odata cu piesa, intrucat f orma nu se
dezmembreaza prin dezbatere ca in cazul formelor pierdute. Grosimea peretilor formelor
metalice pentru turnare gravitationala este mult mai mica decat in cazul formelor pierdute
clasice, din amestec de formare. Formele metalice nu se realizeaza cu pereti masivi din
necesitatea ca acestea sa asigure un transfer de caldura corespunzator, spre mediul ambiental.
Peretii formelor metalice sunt relativ subtiri, fii eventual rigidizati prin nervure, astfel ca
piesa sa se solidifice cu o viteza optima. A ceasta constructie determina in acelasi timp o
greutate redusa a matritelor, manevrarea mai usoara a acestora si in plus un consum mai redus
de metal.
5.4 Stabilirea preliminară a adausurilor de prelucrare si executarea desenului
semifabricatului.

Adaosul de prelucrare este stratul de material care este prevăzut a fi înlaturat în cadrul
unei operații sau faze, cu scopul obținerii preciziei prevăzute la operația sau faza respectiva.

65
Adaosul de prelucrare total este stratul de material ne cesar efectuării tuturor operațiilor de
prelucrare mecanică a unei anumite suprafețe, pornind de la semifabricat până la piesa finită.
Adaosul de prelucrare total va fi egal cu suma adaosurilor intermediare.
Adaosul de prelucrare intermediar îl const ituie stratul de material care trebuie înlaturat la
o anumita operație sau fază de prelucrare.
Adaosurile de prelucrare pot fi simetrice și asimetrice, cele simetrice se referă la diametru
sau grosime. Ele prevăd la suprafețele interioare și exterioa re de revoluție sau la prelucrarea
suprafețelor paralel opuse.
Adaosul de prelucrare asimetrice sunt acele adaosuri care au valori diferite, întalnite și
prevazute la suprafețe opuse, care de regulș se prelucrează în operații diferite.

5.5. Elaborarea procesului tehnologic de prelucrare mecanica și control al piesei
În subcapitolele următoare vor fi prezentate procesele tehnologice de prelucrare a discului de
frână .
5.5.1 Analiza posibilităților de realizare a preciziei dimensionale și rugozității pres crise în
desenul de executie.
Suprafețele caracteristice reprezintă acele suprafete care vor fi prelucrate, ele
determinand structura procesului tehnologic.
Întrucât discul de frână este o piesă de tip disc, dar și datorită formei sale specif ice, baza
de măsurare va fi reprezentată de gaura de centrare, prelucrarea facându -se cu prinderea între
suprafețele ce determina diametrul de centrare. O importantă deosebire o reprezintă strunjirea
suprafețelor frontale și executarea găurilor de centrare , de corectitudinea acestora depinzând
întregul proces tehnologic ulterior.
5.5.2 Stabilirea succesiunii logice de prelucrare mecanică, tratament termic
Tratamentele termice sunt succesiuni de operații care se aplică pieselor metalice și care
consta u în încalzirea acestora la anumite temperaturi, menținerea lor la aceste temperaturi și
răcirea în condiții bine determinate, cu scopul aducerii materialului metalic din care sunt
confectionate la starea structurală corespunzătoare asigurarii proprietațil or fizice, mecanice
sau tehnologice impuse de domeniul și condițiile de utilizare a acestor piese.
Tabel 5.3. Parametrii tratamentelor termice.
Tratament
termic Temperatura
de încalzire
[°C] Durata
menținerii [h] Viteza de
încalzire [°C /h] Viteza de
răcire [°C/h]
Recoacere de
determinare 650 6 50 20
Recoacere de
înmuiere 900 1 60 30
Recoacere de
normalizare 900 2 50 20
Călire izotermă 800 1/2 70 50

66

5.5.3 Oprațiile de prelucrare
1. Strunjire de degroș are

Fig.5.2 operația de strunjire de degroșare
Faza întâi constă în prinderea în universal, a doua este strunjirea frontală, a treia tot strunjire
frontală, cea de a patra este strunjire cilindrică interioară și cea de a cincea este reprezentată de
desprindere a din universal.
2. Strunjire de degroșare

Fig 5.3 Strunjire de degroșare
În aceasta etapă se repetă operațiile de la etapa 1 și se strunjește și suprafața de lucru a
discului
Revenire 500 1/2 60 20

67
3. Strunjire

.
Fig 5.4 Strujire
În aceasta etapă este prelucrată prin strunjire suplafața cilindrică interioarăȘi suprafața
toroidală de racordare
4. Strunjire
În Fig. 5.5 este reprezentată strunjirea teșiturii suprafeței cilindrice exterioară.

Fig 5.5 Strunjire teșiturii suprafeței cilindrice exterioară

68

5. Rectificare de fin isare

Fig. 5.6. Rectificare de finisare
În această etapă este rectificată suprafața de lucru pe care acționează garniturile de fricțiune.

6. Găurire

Fig. 5.7 Gaurrea discului de frână
În această operație sunt efectuate găurile pentru șurubri.

5.6 Calcul ul de rezistența
Calculele de rezisteța au fost efectuate în Capitolul 3.

69
Bibliografie
[1]- www.auto -data.net
[2]-
https://www.academia.edu/15716748/Capitolul_1._Realizarea_proiectului_de_organizare_general
%C4%83_a_autovehiculului_%C5%9Fi_%C3%AEncadrarea_acestuia_%C3%AEntr –
un_segment_de_pia%C5%A3%C4%83._Detalierea_modului_de_amplasare_al_sistemului_de_p ropul
sie_electric
[3]- https://www.scribd.com/document/109970263/Auto -Frana
[4]- Mateescu, V. – Sisteme de frânare, direcție și suspensie, notițe de curs, Facultatea de
Transporturi, an un iversitar 201 8-2019
[5]- Andreescu, Cr. -Dinamica autovehiculelor, notite curs, Facultatea de Transporturi, an
universitar 2017 -2018
[6]-http://www.rasfoiesc.com/inginerie/tehnica -mecanica/Sistemul -de-franare -al-
autoveh14.php
[7]-https://piataauto.md/Stiri/2017/06/Sfaturi -utile-cum-sa-exploatezi -corect -masinile -cu-
cutie -de-viteze -automata/
[8]- Frățilă, Ghe. – Sisteme de frânare ale autovehiculelor, Editura Tehnică, București, 1986
[9]- Buletinul AGIR nr. 1/2014, ianuarie -martie
[10] – https:/ /www.yourmechanic.com/article/how -to-respond -when -your-brake -warning –
light-is-on-by-jason -unrau
[11]- https://www.researchgate.net/figure/Prezentare -schematica -a-sistemului -de-franare -al-
automobilelor -cu-un-tambur -i-un-disc_fig1_277247955
[12]- https://www.autopieseonline24.ro/vw/polo -6n1/8431/10907/etrier -frana
[13]- https://www.pieseauto.ro/etriere/mercedes/sl -r230/etrier -frana -mercedes -benz -s-class –
limuzina -w220 -867671666.html
[14]- https://www.4tuning.ro/tehnica -auto/moft -de-7-500-de-euro-porsche -ne-spune -la-ce-
sunt-bune -franele -carbon -ceramice -41147.html
[15]- http://www.e -automobile.ro/categorie -dinamica/153 -sistem -esp-esc-stabilitate –
automobil.html
[16]- http://www.e -automobile.ro/categorie -dinamica/57 -senzor -abs.html
[17]- https://www.emag.ro/subler -digital -pentru -masurat -grosime -discuri -frana –
scule0138/pd/DPDVH2BBM/
[18]- – http://www.sculeserviceauto.ro/eshop/index.php?categoryID=1231
[19]- http://www.sculeserviceauto.ro/eshop/index.php?productID=20032

70
[20] – https://www.emag.ro /aparat -pentru -aerisit -frane -ate-ate-740313/pd/DDSF9VBBM/
[21] – https://www.sculemag.ro/tester -lichid -frana -klgqs70012
[22]- Toma M. -Mentenanța autovehiculelor , notițe curs și laborato r, Facultatea de
Transporturi, an universitar 2018 -2019
[23]- https://www.4tuning.ro/tehnica -auto/cand -ti-ai-schimbat -ultima -data-discurile -si-placutele –
de-frana -11089.html
[24]-www.epiesa.ro
[25]- – http://joeboulay.com/?p=518
[26]- https://textar.com/wp -content/uploads/2016/02/TX_BRO_PC –
FaultDiagnostics_A4_RUM_WEB.pdf
[27]- https://www.youtube.com/watch?v=DjjU88THmoQ
[28]- https://dailydriven.ro/ce -sunt -discurile -de-frana -si-ce-rol-au
[29]- http://pi ese-skoda.blogspot.com/2013/11/fenomen -tehnic -vibratiile -franelor -fata.html
[30]- https://dailydriven.ro/ce -este -senzorul -placutelor -de-frana -si-ce-face
[31]-Micu D. -Diagnosticarea autovehiculelor, notițe laborator și suport electronic, Facultatea
de Transporturi, an universitar 2018 -2019
[32]- https: //www.trotec24.ro/instrumente -de-masura/analiza -lichidelor/tester -pentru -lichidul -de-
frana -bw05.html
[33]- https://www.youtube.com/watch?v=Y_nw6yqoOkI
[34]- https://www.pieseauto.ro/vas -lichid -frana/
[35]- [http://www.wrt -parts.ro/produs.php?id=482&t=/Piese -Tuning -Auto/Sistem -de-franare/Disc –
frana ]
[36]-Voloaca S. – Tehnologia de fabriare a sistemelor autovehiculelor, notițe curs și proiect,
Facultatea de Transoruri, an universitar 2018 -2019