DOMENIUL: INGINERIA AUTOVEHICULELOR PROGRAMUL DE STUDIU: AUTOVEHICULE RUTIERE FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT: ÎNVĂȚĂMÂNT CU FRECVENȚĂ Proiectarea sistemului de… [311479]

UNIVERSITATEA DIN ORADEA

FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALĂ ȘI TEHNOLOGICĂ

DOMENIUL: INGINERIA AUTOVEHICULELOR

PROGRAMUL DE STUDIU: AUTOVEHICULE RUTIERE

FORMA DE ÎNVĂȚĂMÂNT: ÎNVĂȚĂMÂNT CU FRECVENȚĂ

Proiectarea sistemului de frânare pentru un autoturism

cu masa totală maximă autorizată 1560 kg

și viteză maximă de 170 km/h

CONDUCĂTOR ȘTIINȚIFIC

Ș.l. dr ing. DRAGOMIR GEORGE

ABSOLVENT: [anonimizat]

2014

UNIVERSITATEA DIN ORADEA

FACULTATEA DE INGINERIE MANAGERIALĂ ȘI TEHNOLOGICĂ

Departamentul de Inginerie Mecanica si Autovehicule

TEMA_________

Lucrare de finalizare a studiilor a student: [anonimizat]: ______________________________

1). Tema lucrării de finalizare a studiilor: ___________________________________ ______________________________________________________________________ ______________________________________________________________________ ______________________________________________________________________

2). Termenul pentru predarea lucrării: _____________________________________

3). Elemente inițiale pentru elaborarea lucrării de finalizare a studiilor:__________ ______________________________________________________________________ ______________________________________________________________________

4). Conținutul lucrării de finalizare a studiilor: ______________________________ ______________________________________________________________________ ______________________________________________________________________ ____________________________________________________________________________________________________________________________________________

5). Material grafic: ______________________________________________________ ______________________________________________________________________ ______________________________________________________________________

6). Locul de documentare pentru elaborarea lucrării: _________________________ ______________________________________________________________________ ______________________________________________________________________

7). Data emiterii temei___________________________________________________

[anonimizat],

Prof.univ.dr. ing. Rus Alexandru Ș.l.dr.ing. Dragomir George

Absolvent: [anonimizat]…………../……………

DECLARAȚIE DE AUTENTICITATE A LUCRĂRII DE FINALIZARE A STUDIILOR

Titlul lucrării __________________________________________________ ____________________________________________________________ ____________________________________________________________ ____________________________________________________________

Autorul lucrării _______________________________________________

Lucrarea de finalizare a studiilor este elaborată în vederea

susținerii examenului de diplomă organizat de către Facultatea ___________________________________________________ [anonimizat]__________________________ a anului universitar ___________________.

[anonimizat] (nume, prenume, CNP) ________________________________________________________________________________________________________________________, declar pe proprie răspundere că această lucrare a [anonimizat] o parte a lucrării nu conține aplicații sau studii de caz publicate de alți autori.

Declar, [anonimizat], tabele, grafice, hărți sau alte surse folosite fără respectarea legii române și a convențiilor internaționale privind drepturile de autor.

Oradea, Semnătura

Data_______________ ______________

Rezulmatul lucrării de licență

Prin tema de proiect se impune proiectarea unui sistem de frânare pentru un autoturism cu masă totală autorizată 1560 kg și viteză maximă de 170 km/h.

În capitolul 1 am scris despre rolul sistemelor de frânare și la ce servește.Condițiile impuse sistemului de frânare , clasificare sistemelor de frânare.Tipurile de sistem de frânare cu tambur și disc și despre lichid de frână.

Capitolul 2 în acest capitol am analizat caracteristicile dinamice ale autovehiculelor similare .Am stabilit dimensiunile exterioare autovehicului proiectat, întocmirea schiței de organizare generală, determinarea centrului de greutate, adaptarea pneului autovehicului. Calculul dinamic , de turație exterioară ,vitzelor teoretice, caracteristica de tracțiune. Calculul caracteritici de dinamice și de accelerație . Și ultimul rând spațiul și timpul de frânare.

Capitolul 3 am făcut calculul sistemului de frânare care cuprinde calcul și verificarea frânelor la solicitări mecanice, calculul momentul de frânare la punțile autovehicului. Alegerea razei medii a discurilor , calculul forțelor normale la suprafața discului. Calculul presiunii la suprafața garniturii de fricțiune precum și lucrul puterea și încărcarea specific garniturii de fricțiune. Apoi calcul diametrul cilindrului principal și verificare mecanismului de acționare.

La sfârșitul capitolului am făcut verificările la solicitări termice la frânare intenzivă îndelungată și la frânare repetată.

Capitolul 4 în acest capitol am precizat întreținerea sistemelor de frânare cu acționare hidraulică și pneumatică și la sfărșit despre diagnosticarea sistemelor de frânare testul de drum , inspecția vizuală și standul de frânare.

Capitolul 5 conține desenele un desen de ansamblu sistem de frânare , și un desen de execuție disc de frână.

Cuprinsul

Capitolul 1. Introducere…………………………………………………….……………7

Capitol 2. Stabilirea parametrilor funcționali al autovehicului proiectat……………10

2.1. Studiul modelelor similar după criterii tehnice………………………………………………10

2.2. Predeterminarea principalelor parametrii masici al autovehicului proiectat……12

2.2.1. Stabilirea dimensiunilor exterioare autovehicul proiectat……………………….12

2.2.2. Întocmirea schiței de organizare general……………………………………..…13

2.3. Determinarea poziției centrului de greutate……………………………………….14

2.4. Adoptarea pneului autovehicului………………………………………………….16

2.5. Calculul dinamic autovehicului……… .…………………………………………..18

2.5.1. Calculul caracteristici de turație exterioară…………………………..…………19

2.5.2. Calculul vitezelor teoretice………………………………………………………21

2.5.3. Calculul caracteristici de tracțiune………………………………………………23

2.5.4. Calculul caracteristici de dinamică autovehiculelor…………………………….26

2.5.5. Calculul caracteritici accelerațiilor autovehiculelor…………………………..…29

2.6. Parametrii capacității de frânare……………………………………………………34

2.6.1. Calculul decelerației……………………………………………………………..34

2.6.2. Calculul spațiul de frânare……………………………………………………….35

2.6.3. Calculul timpului de frânare……………………………………………………..37

Capitolul 3. Calculul sistemului de frânare……………………………………………….39

3.1. Calculul și verificarea frânelor la solocitări mecanice………………………………39

3.1.1. Calculul momentului de frânare la punțile autovehicului………………………..39

3.1.2. Alegerea razei medii a discurilor………………………………………………….42

3.1.3. Calculul forțelor normale la suprafața discului…………………………………….43

3.1. 4. Calculul presiunii la suprafața garniturii de fricțiune…………………………….45

3.1.5. Lucrul mecanic specific la frânare…………………………………………..……46

3.1.6. Puterea specific de frânare…………………………………………………………46

3.1.7. Încărcare specifică a garniturii de fricțiune……………………………………….47

3.2. Calculul diametrului cilindrului principal………………………………………….47

3.3. Calculul și verificarea mecanismului de acționare……………………..……….….48

3.4. Verificarea frânelor la solicitări termice…………………………………………….48

3.4.1. Verificarea termică al frânelor la frânare intensivă………………………………..49

3.4.2. Verificarea termică al frânelor în cazul frânării îndelungată………………………49

3.4.3. Verificarea termică al frânelor în cazul frânărilor repetate………………………..50

Capitolul 4. Întreținerea și diagnosticarea sistemelor de frânare……………………………..51

4.1. Întreținerea sistemelor de frânare cu acționare hidraulică……………………………………51

4.2. Întreținerea sistemului de frânare cu acționare pneumatică………………………………….52

4.3. Diagnosticare sistemelor de frânare………………………………………………………………….53

Bibliografie……………………………………………………………………………………………………………..55

Capitolul 5. Desene…………………………………………………………………………………………………..56

Desen ansamblu sistemul de frânare

Desen de execuție discul de frână

Capitolul 1.

Introducere

Rolul sistemelor de frănare. Sistemul de frânare servește la:

reducerea vitezei autovehicului până la valoare dorită sau chiar până la oprirea lui;

imobilizarea autovehicului în staționare, pe un drum orizontal sau în pantă;

menținerea constantă a vitezei automobilului în cazul coborârii unor pante lungi.

Eficacitatea sistemului de frânare asigură punerea în valoare performanțelor de viteză ale autovehicului. În practică , eficiența frânelor se apreciază după distața pe care se oprește automobilul având o anumită viteză.

Pentru a rezulta distanțe de frânare cât mai reduse este necesar că toate roțile automobilului să fie prevăzute cu frâne (frânare integrală).

Condițile impuse sistemului de frânare.Un sistem frânare trebuie să îndeplinească mai multe condiții:

să asigure o frânare sigură;

să asigure imobilizarea autovehicului în pantă;

să fie capabil de anumite decelerații impuse;

frânarea să fie progresivă, fără șocuri ;

să nu necisită din partea conducătorului un efort prea mare;

efortul aplicat la mecanismul de acționare al sistemului de frânare să fie proporțional cu decelerația, pentru a permite conducătorului să obține intensitatea dorită a frânării;

forța de frânare să acționeze în ambele sensuri de mișcare automobilului;

frânare să nu se facă decât la intervenția conducătorului;

să asigure evacuarea căldurii care ia naștere în timpul frânării;

să regleze ușor chiar în mod automat;

să aibă o contrucție simplă și ușor de întreținut.

Sistemele de frânare se clasifică după rolul pe care au, și se clasifică în:

-sistemul principal de frânare, întălnit și sub denumire de frână principală sau de serviciu, care se utilizează la reducerea vitezei de deplasare sau la oprirea automobilului. Datorită acționării, de obicei de apăsarea unei pedale cu piciorul se mai numește și frână de picior;

-sistemul staționare de frânare sau frâna de staționare care are rolul de a menține automobilul imobilizat pe o pantă, în absența conducătorului, un timp nelimitat, sau suplinește sistemul principal de frânare defectării acestuia.Datorită acționării manual se mai numește și frână de mână. Frână de staționare este întălni sub denumirea de “frână de parcare” sau “de ajutor“.

-sistemul suplimentar de frânare sau dispozitivul de încetinire , care are rolul de a menține constant viteza automobilului, la coborârea unor pante lungi, fără utilizarea celorlalte sisteme de frânare.

Sistemul de frânare se compune din frânele propriu-zise și mecanismul acționare a frânelor. După locul unde este creat momentul de frânare se deosebesc: frâne pe roți sau frâne pe transmisie. După forma piesei care se rotește , frânele propriu-zise pot fi: cu tambur (radiale), cu disc (axiale) și combinate.

După mecanismul de acționare, frânele pot fi: cu acționare directă, pentru frânare folosindu-se efortul conducătorului ; cu servoacționare, efortul conducătorului folosindu-se numai pentru comanda unui agent exterior care produce forța necesară frânării; cu acționare mixtă, pentru acționare folosindu-se atât forța conducătorului, cât și forță dată de un servomecanism.

Sistemele de frânare la autovehicule pot de două tipuri:

-Sistem de frânare cu tambur și saboți interiori;

-Sistem de frânare cu disc;

Sistemul de frânare cu tambur și saboți interiori datorită construcției foarte simple sunt foarte răspândite la autovehicule.

Tipurile de saboți utilizați la frânele cu tambur sunt de două feluri, sabotul primar și sabotul secundar. Cele mai uzuale sisteme de frânare cu tambur și saboți interior sunt:

-frâna simplex are în compunere un sabot primar și secundar care pot fi articulați sau flotanți.

-frâna duplex are în compunere doi saboți primari care pot lucra ca saboți primari la rotația într-un singur sens frână uni-duplex sau ambele sensuri duo- duplex.

Sistemul de frânare cu disc are mai multe avantaje față de sistemul de frânere cu tambur cele mai importante avantaje sunt: posibilitatea măririi suprafețelor de frecare; distribuția uniformă a presiunii pe suprafețele de frecare, are ca consecință uzura uniformă a garniturilor și reglări mai rare a frânei; suprafețe mare de răcire și condiți mai bune pentru evacuarea căldurii; stabilitate în fucționare sistemului la temperaturi joase și ridicate;echilibrarea forțelor radiale și axiale ; funcționare cu jocuri mici între suprafețe de frecare; nu produce zgomot în timpul de frânării.

Frânele de disc pot fi de tip deschis închis.Cele de tip deschis se utilizează mai ales la autoturisme, pe cele de tip închis în special la autocamioane și autobuze.

În general, frânele cu disc deschise nu posedă efect servo și prin urmare au o eficacitate slabă. Frânele cu disc închisă are avantajul față de disc de frână deschisă are protejări împotriva pătrunderii apei și prafului putând fi ușor ermetizat.

Lichid de frână

Condițiile impuse lichidelor de frână utilizate la dispozitele de frânare sunt:

să aibă o vâscozitate mică, care nu varieze cu temperatura decât limite restrânse;

să fie stabile la temperaturi înalte;

să nu aibe tendințe de stratificare;

să aibă bună proprietăți de ungere;

să aibe punctul de fierbere căt mai ridicat;

Din punct de vedere al compoziției lichidele de frână pot fi: soluții de ulei de ricin (53%) în alcool etilic (47%) sau ulei de ricin (40%) în alcool butilic (60%); amestecuri de alcool etilic (22.5%), apă (7.5%) și glicerină (70%); produse pe bază de uleiuri minerale sau sintetice sau combinații pe bază de glicoli. [1]

Capitolul 2.

Stabilirea parametrilor funcțional al autovehicului proiectat

2.1. Studiul modelelor similare după criterii tehnice

Modelele similar au fost alese ținându –se cont de viteză maximă și masa totală maximă autorizată autovehicului, acestea fiind impuse prin tema de proiectare.

S-au ales un număr de patru modele similar temei de proiectare după cum se poate observa în tabelul 2.1. În tabelul 2.1. sunt prezentate 4 modele de mașini cunoscute din lumea auto:

Primul model este Skoda Octavia 1 care a fost lansat pe piață în anul 1996 și a fost un model de mare succes a rezistat pe piață timp de 14 ani aici am ales versiunea cu cea mai mică motorizare de 1.4 benzină și 75 CP are date technice similare cu tema de proiectare viteză maximă de 170 km/h.

Al doilea model este Dacia Logan MCV 2 care a fost lansat pe piață în anul 2013 și tot este un model de succes am ales modelul cu o motorizare pe motorină de 1.5 DCI și 90 CP care are date similar aproape similar cu tema de proiectare masă totală de 1590 kg și viteză maximă 167 km/h.

Al treilea model este model spaniol Seat Ibiza care a fost a lansat pe piață în anul 2010 care concurează în clasa breakurilor mici și un model cu date tehnice identice cu tema proiectare , și are o motorizare pe benzină de 1.4MPI de 85CP și masă proprie de 1075 kg și viteză maximă de 177 km/h.

Al patrulea model tot din Mlada Boleslav este Skoda Rapid care a fost lansat din nou pe piață în anul 2012 și se bucură de un succes, aici am ales o motorizare mică pe benzină de 1.2 MPI și 75CP, și are masa totală de 1595 CP.

În tabele mai sunt prezentate putera motorului turațiile momentul, numărul de cilindri, forma roților, tipul sistem de frânare ,tipul și dimensiunea anvelopei ,masa proprie și totală, tipul motorului , lungime lățime înălțime și ecartamentele față spate.

Autoturismul proiectat trebuie să aibă viteză maximă de 170 kmh, și masă maximă autorizată de 1560 kg .

Tabelul 2.1.

2.2. Predeterminarea principalilor parametrii dimensionali și masici al autovehicului proiectat

Pentru determinarea principalilor paremetri dimensionali și masici ai autovehiculului de proiectat se folosesc date de la modele similare.Principalele dimensiuni ce caracterizează construcția unui autovehicul sunt următoarele : dimensiunile de gabarit,ampatamentul ,ecartamentul,consolele, lumina sau garda la sol ,razele și unghiurile de trecere și razele de viraj. Pentru determinarea acestor parametri trebuie că automobilul să se afle în repaus, planul de bază să fie orizontal , roțile să fie în poziția de rulare rectilinie și presiunea interioară a aerului din pneuri să fie cea prescrisă de normele autovehicului respective.

2.2.1. Stabilirea dimensiunilor exterioare autovehicului proiectat

Fig.2.1. Dimensiunile exterioare ale autovehicului [6]

L= 2462mm

4220mm;

=1618 mm;

14 mm;

140mm

827 mm;

933 mm;

Unde :

L- ampatament

lungime totală

lățimea

înălțimea

înălțimea liberă de trecere

ecartament față

ecartament spate

2.2.2. Întocmirea schiței de organizare generală

Soluția “totul față” cu motor amplasat longitudinal

În acest caz compartimentul motor trebuie să fie ceva mai lung pentru adăposti atât motorul cât și ambrajul și cutia de viteze. La această variantă de organizare întâlnim tranmisia principal în unghi, care are rolul de a modifica unghiul transmiterii mișcării de rotație de la cutia de viteze la axele planetare. Varianta cu motor amplasat longitudinal oferă un spațiu mai mare pentru amplasarea suspensiei față. Axele motorului se amplasează în partea stânga sau dreapta sa.

Soluția “totul față” cu motor amplasat tranversal

Varianta cu motor amplasat tranversal este adoptată atunci cănd motorul este compact avănd o lungime mică.

Avantajele acestei organizări sunt oferă un spațiu interior mare și o lungime a capotei mai mică prin compacitatea grupului motor –schimbător de viteze. Comanda schimbătorului de viteze se face prin intermediul tranmisiei prin cablude de cele mai multe ori.

Transmiterea mișcării de rotație de la schimbătorul de viteze la axele planetare se face prin intermediul unei transmisii principale cu roți cilindrice, ne mai schimbându-se planul de rotație. Anexele motorului sunt amplasate în spatele acestuia.

Varianta aceasta presupune o lățime mai mare a grupului motor schimbător de viteze, ceea ce duce la un spațiu mai mic pentru amplasarea suspensiei față obligând la o conmpactitate și o organizare mai bună a amplasării suspensiei.

În urma efectuării studiului modelelor similare se adoptă prima variantă adică “totul față” cu motor amplasat longitudinal, 4 x 2 autovehicul cu două punți, și tracțiune față.

Fig.2.2 Schița de organizare generală

2.3. Determinarea poziției centrului de greutate

Pentru determina central de masă al automobilului trebuie să știe masa totală .

În acest scop se va folosi formula (1.1):

(1.1) [3]

;

108;

;

;

După înlocuirea datelor în formula de mai sus, s-a obținut masa totală 1560 kg.

[kg] (1.2) [3]

După înlocuirea datelor, în formulă de mai sus, s-a obținut 475 kg.

Poziția centrului de greutate se determină în cazul următor:

-automobilul cu masa totală autorizată:

Fig.2.3 Schița centrului de greutate

Centrul de greutate se calculeză cu relațiile următoare:

Xg=, Zg= (1.4) [3]

Tabelul 2.2

2.4. Adoptarea pneului autovehicului

Alegerea pneului s-a realizat comparand modelele similare comparând modelele prezentate în tabelul modelelor similar unde majoritatea pneurilor variază între 185/60/R14T.

Autovehiculul din tema de proiect este un autoturism cu masă maximă autorizată de 1560kg și viteză maximă de 170 kmh avănd formula roților 4 X 2 astfel este necesară echiparea lui cu 4 roți două pe puntea din față și două pe puntea spate. Fiind ales numărul de pneuri la fiecare punte, încărcarea statică pe pneu corespunde sarcinii utile maxime calculate automobilului va fi:

(1.5) [5]

unde este numărul la puntea j.

400 daN;

380 daN;

Capacitatea portantă necesară pneului va fi :

(1.6) [5]

Unde se alege = 2= 0.90 pentru autoturisme, din standard norme sau cataloage de firmă se alege pneul cu capacitatea portantă astfel

2.3 [7]

Indicele de sarcină s-a ales 81.

Viteza maximă a automobilului s-a impus în temă de proiectare și este de 170 km/h, din Tabelul 2.4. se va alege indicele de viteză.

Tabelul 2.4 [7]

Indicele de viteză pentru anvelopa aleasă va fi T.

-anvelope: 185/60R14 T

-jante : 6,0 J x 14’’.

2.5 Calculul dinamic al autovehiculului

Motorul

Tabelul 2.5

Transmisia

-Tipul cutiei de viteze: manuală 5 trepte

-Tipul ambrajului : monodisc

-Rapotul de transmitere al transmisiei principale: i0=4.17

-Raportul de transmitere al cutiei de viteză:

Tabelul 2.6

Dimensiuni și greutate

-Dimensiuni de gabarit : -lungime: 4220 [mm]

-lățimea: 1618 [mm]

-înălțimea: 1418[mm]

-Ampatamentul: 2462[mm]

-Ecartamentul: -față: 827 [mm]

-spate: 933 [mm]

-Pneuri: 185/60 R14 T

-Greutate:1085 [kg]

2.5.1. Calculul caracteristici de turație exterioară

Parametrii de funcționare ai motorului cu ardere internă cu piston sunt exprimați cu ajutorul caractericii exterioară. Prin caracteristică exterioară se înțelege funcția de dpendență a momentului motor și a puterii motorului față de viteza unghiulară de rotație a arborelui cotit, la admisiune totală , reglajele motorului și temperaturile de funcționare fiind cele optime.

Pentru motoarele a căror caracteristica nu este determinată experimental cum este cazul când se proieacteză un motor nou, se folosește o exprimare analitică a caracteristici exterioare de forma P=P(n),M=M(n).

Pentru ridicarea caracteristici exterioare se folosesc relațiile:

(2.1) [5]

(2.2) [5]

=

(2.3) [5]

(2.4) [5]

Unde:

n- variația turației

– turație minimă

turație maximă

-momentul la puterea maximă

-puterea maximă

M- variația momentului

P- variația puterii

Tabelul 2.7

Variația puterii și a momentului în funcție de turația motorului

Fig.2.4. Variația puterii și a momentului funcție de turația motorului

2.5.2 Calculul caracteristici vitezelor teoretice

Reprezintă diagrama de variație a vitezei de deplasare a autovehicului în funcție de turația arborelui motor și treapta de viteză selectată.

Viteza teoretică se calculează astfel:

[km/h] (2.5) [5]

unde:

n-turația arborelui motor [rot/min]

-raza de rulare a roții motoare exprimate în [m]

-raportul total de transmitere al transmisiei autovehicului

Vitezele autovehicului corespunzătoare turației de moment maxim în fiecare treaptă a schimbătorului de viteze se numesc viteze critice ‘’’’ deoarece sub această valoare regimul de turație devine instabil.

Astfel se va calcula viteza autovehicului corespunzător turațiilor ,, pentru fiecare treaptă de viteză valorile obținute se vor trece în tabelul 2.8.

Tabelul 2.8.

Calculul vitezelor teoretice

După cum se observă la turația maximă , autovehiculul ar avea viteză maximă circa 176km/h, însă cu ajutorul limitatorului de viteze se ajunge la o viteză de 170 km/h.

Fig.2.4. Calculul vitezelor teoretice

2.5.3 Calculul caracteristici de tracțiune

Caracteristica sau bilanțul de tracțiune reprezintă echilibrul tuturor forțelor care acționează asupra acestuia în cazul mișcării rectilinii, pe un drum oarecare având admisiunea plină a motorului, respectiv forța totală la roată obținută prin însumarea forțelor tangențiale de la toate roțile motoare echilibrează la înaintare, adică rezistența la rulare , rezistența la urcarea pantei , rezistența la demarare

(2.6) [5]

Variația parabolică a forței la roată este determinată de caracterul variației momentului motor în funcție de turație.

Caracteristica de tracțiune numită forță la roată se determină în condițiile funcționării motorului la sarcină totală cu reglaje la valori optime . Aceasta reprezintă graficul de variație al forței tangențiale la roată dezvoltată de motor funcție de viteza de deplasare pentru fiecare treaptă de viteza selectată .

(2.7) [5]

– raza de rulare;

-randamentul total al tranmisiei;

-raportul de transmitere al transmisiei principale;

-raportul de transmitere al treptelor de viteză;

Viteza teoretică se calculeză cu relația:

(2.8) [5]

(2.9) [5]

(2.10) [5]

f-rezistența la rulare ;

f-(0.018…0.024) se adoptă=0.018; [5]

-densitatea aerului;

=1.226 [5]

-coeficient de rezistență aerului;

= 0.4;

A= [5]

-coeficient de corecție;

-0.98; [2]

B-ecartamentamentul autovehicului;

H-înălțimea autovehicului

Tabelul 2.9

Caracteristica de tracțiune

Fig.2.5. Caracteristica de tracțiune

2.5.4. Calculul caracteristici dinamică a autovehiculelor

Forța de tracțiune disponibilă excedentă , care se utilizează la învingerea rezistențelor drumului și rezistenței la demarare , caracterizată dinamicitatea autovehicului dar nu poate fi folosită ca indice de comparație pentru autovehicule cu greutăți diferite deoarece la valori la valori egale forței excedentare , calitățile dinamice ale unui autovehicul cu greutate totală mai mică sunt superioare celor ale unui autovehicul cu greutate totală mai mare. De aceea ,aprecierea calitățiilor dinamice ale autovehiculelor se face cu ajutorul factorului dinamic D, care este o forță excedentară specifică deci un parametru adimensional dat de raportul forța de tracțiune excedentară și greutatea totală respectiv:

D= (2.11) [5]

Curbele de variație ale factorului dinamic în funcție de viteza autovehicului , pentru toate treptele cutiei de viteză , reprezintă caracteristica dinamică a autovehicului prezentată în figura 2.4.

Tabelul 2.10.

Caracteristică dinamică

Fig.2.6. Caracteristică dinamică

2.5.5 Calculul caracteristici accelerațiilor autovehiculelor

Accelerația autovehicului se caracterizează, în general , calitățile lui dinamice, în condiții egale cu cât accelerația este mai mare cu atât crește viteza medie de exploatare. Valoarea accelerațiilor autovehicului se poate determina cu ajutorul caracteristicii dinanice utilizând relația:

(2.12) [5]

a= =(D-) (2.13) [5]

Rezultă că accelerația autovehicului a este direct proporțională (D-) deci este cu atăt mai mare cu cât factorul dinamic este mai mare și invers proporțională cu coeficientul de rotație .

-rezistența totală a drumului ;

(2.14) [5]

-coeficientul de influență a maselor în mișcare de rotație asupra maselor de translatare a autovehicului.

(2.15) [5]

(2.16) [5]

(2.17) [5]

(2.18) [5]

Unde:

moment de inerție al mecanismului motor;

=0.02…0.07 [kg ]; [5]

-moment de inerție al unei roți a autovehicului;

=0.2…0.6 [kg ]; [5]

n-numărul roți a autovehicului.

Tabel 2.11.

Caracteristica accelerației

Fig. 2.7. Variația accelerației

2.6. Parametrii capacității de frânare

Parametrii ce caracterizează frânarea autovehicului sunt : decelerația, spațiul și timpul de frânare . Pentru aprecierea capacității de frânare , respective posibilităților maxime,se folosesc decelerația maximă și spațiul de frânare.

2.6.1. Calculul decelerației

Decelerația maximă în cazul în care se frânează roțile ambelor punți , se obține atunci când toate roțile ajung simultan la limita de aderență. Decelerația maximă obținută în aceste condiții poartă denumirea de decelerație maximă posibilă sau decelerație maximă ideală se exprimă prin relația:

(2.19) [5]

unde: g =9,81 m/ este accelerația gravitațională;

-coeficientul de aderență; se adoptă = 0,8

– unghiul de înclinare longitudinal a drumului (pentru drum orizontal =0)

(2.20) [5]

=9.81=7.84

2.6.2. Calculul spațiului de frânare

Dintre parametrii capacității de frânare spațiul de frânare determină în modul cel mai direct calitățile de frânare în strânsă legătură cu siguranța circulației . La frânarea ambelor punți spațiul minim de frânare obținut când reacțiunile tangențiale ajung simultan la limita de aderență, spațiul de frânare poartă denumirea de spațiu minim posibil de de frânare, și se determină, în cazul frânării între vitezele cu relația:

[m] (2.21) [5]

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

[m] (2.22) [5]

În care viteza este exprimată în km/h.

Din relația spațiului minim de frănare până la oprirea autovehicului rezultă că aceasta este proporțională cu pâtratul vitezei inițiale. În cazul în care viteza crește cu 22.5%, spațiul minim de frânare crește cu 50%. De asemenea , asupra spațiului minim de frânare o influență mare o are și coeficientul de aderență. Astfel pentru un drum orizontal , scăderea coeficientului de aderență cu 30% determină sporirea spațiului minim de frânare cu 43%.

Conform relației (2.22) se determină spațiul minim de frânare pe diferite suprafețe de rulare și diferite viteze:

Tabelul 2.12.

Spațiul minim de frânare

Fig. 2.8. Spațiul de frânare

2.6.3. Calculul timpului de frânare

Timpul de frânare prezintă importanța mai ales în analiza proceselor de lucru ale dispozitivelor de frânare și mai puțin este utilizat pentru aprecierea capacității de frânare a autovehiculelor.

La frânarea ambelor punți , timpul de frânare poartă denumirea de timpul minim posibil de frânare, și se determină, în frânării între cu relația:

(2.23) [5]

sau , în cazul frânării pâna la oprire (0), pe cale orizontală:

(2.24) [5]

în care viteza este exprimată în km/h.

Tabelul 2.13.

Timpul de frănare

Fig.2.9. Timpul de frânare

Capitolul 3.

Calculul sistemului de frânare

3.1 Calculul și verificarea frânelor la solicitări mecanice

Una dintre măsurile de securitate activă prin construcție o constituie dimensionarea corectă a dispozitivului de frănare din punctul de vedere de momentul realizat de frâna principală de serviciu.

La stabilirea momentelor de frânare punțile automobilului se pornește de la premisa că roțile ajung simultan la limita de blocare, la o valoare dorită a coeficientului de aderență , fie de la condiția automobilului să realizeze anumite decelerație maximă impusă în tema de proiectare.

În cazul dizpozitivelor de frânare uzuale una dintre problemele importante este acceea a alegerii corespunzătoare a raportului dintre momentele de frânare, respectiv forțele de frânare, ce revin punților.

3.1.1. Calculul momentului de frânare la punțile autovehicului

Pentru a calcula reacțiunile normale la punți se consideră că în timpul frânării ambele roți ale unei punții ajung simultan la limita de aderență .

Se fac următoarele ipoteze :

-se neglijează efectele aerodinamice;

-se neglijează momentele de inerție ale roțiilor;

-se neglijează rezistența la rulare automobilului.

Coeficientul de aderență se recomandă =0.4…0.5 (limita superioară pentru autoturisme).

Reacțiunile normale la punți :

(3.1) [4]

;

Din 3.1 rezultă:

Cu ajutorul reacțiunilor normale se vor calcula forțele de frânare la cele două punți:

(3.2) [4]

;

Din 3.2 rezultă:

0.4 1023=409 daN;

0.4 983=393 daN;

În continuare se va determina valoare de raportul forțelor de frânare la cele două punți:

(3.3) [4]

Repartiția dintre forțele de frânare pe punțile autovehicului se exprimă cu ajutorul coeficientului de repartiție v:

(3.4) [4]

0.50

; (3.5)[4]

0.50

; (3.6)[4]

0.50

Alegerea corespunzătoare a raportului forțelor de frânare pe punți în cazul dispozitivului uzual cu raport constant are în vedere obținerea unui randament cât mai bun al frânării și evitarea blocării roțiilor din spate înaintea roților din față.

În cazul în care roțile din spate se blochează, autovehiculul își pierde stabilitatea. Chiar dacă se blochează roțile ambelor punți , este foarte important că roțile din față să se blocheze ,pentru că autovehiculul să aibă stabilitate. Cu toate că prin blocarea roților din față direcția nu mai poate fi controlată, aceasta este mai avantajoasă decât pierderea stabilității.

Momentul de frânare este:

(3.7) [4]

Pentru a determina momentul de frânare trebuie aflată raza de rulare roții. În capitolul 2 s-a stabilit caracteristici anvelopei, 185/60R14.

(3.8) [5]

0.930…0.935;

Pentru a afla raza liberă a pneului se va folosi formula:

(3.9) [5]

Unde:

-raportul nominal de aspect, [%];

-lățimea secțiunii pneului,[mm];

-diametrul de așezare talon;

Din 3.8. și 3.9. rezultă:

Din 3.7. va rezulta momentul de frânare la cele două punți:

3.1.2. Alegerea razei medii a discurilor

S-a stabilit un diametru exterior de 260 mm pentru discurile din față și 230 pentru discurile din spate. Cu aceste valori se poate determina raza exterioară a discurilor de frână pentru puntea din față și puntea din spate:

Raportul dintre raza interioara și raza exterioară trebuie să fie cuprins în intervalul: 0.60… 0.75.

Pentru discurile punții din față se va alege o valoare a raportului de 0.60, iar pentru discurile punții spate raportul va fii de 0.75. Astfel se vor obține următoarele valori pentru razele interioare ale discurilor celor 2 punți:

Cu razele exterioare și interioare ale discurilor din față și din spate, se pot calcula razele medii:

(3.10) [4]

3.1.3. Calculul forțelor normale la suprafața discurilor

Fig 3.1. Schema de calcul pentru frână cu disc de tip [4]

(3.11) [4]

Unde:

N –forță normală [N];

– coeficientul de frecare dintre disc și garnitură, se va alege 0.4;

– perechi de suprafețe de frecare, 4 pentru cele 2 roți ale unei punți.

Din 3.11 rezultă forța normală:

După determinarea forței normale se poate afla forța de acționare a pistonului de lucru.

Fig 3.2. Forțele care acționează asupra plăcuțelor cu garnitură de fricțiune. [4]

Pentru a calcula forța de acționare a pistonului trebuie cunoscută valoarea coeficientului de frecare dintre bac și corpul cilindrului de acționare ’. Se recomandă că valoarea acestuia să se regăsească în intervalul (0.05…0.1) Se va alege de: ’=0.07.

Forța de acționare a pistonului se va calcula , pentru ambelor punții, cu formula:

(3.12) [4]

3.1.4. Presiunea pe suprafață de fricțiune

Durabilitatea garniturilor de fricțiune este influențată de presiunea pe suprafața lor.

La frânele cu disc se admite că presiunea este uniformă și se admite o presiune medie care se calculează cu relația:

(3.13) [4]

Unde:

– reprezintă semiunghiul la centrul al garniturii de fricțiune;

– raza interioară a discului;

– raza exterioară a discului ;

– forța normal de apăsare a plăcuțelor.

Se recomandă că . Semiunghiul la centrul garniturii de fricțiune s-a ales , [3]

Din 3.13 rezultă:

3.1.5. Lucrul mecanic specific de frecare

Se calculează cu relația 3.14:

(3.14) [4]

Unde:

– lucrul mecanic al forțelor de frânare;

– suprafața garniturii de fricțiune.

; (3.15) [4]

(3.16) [4]

Unde :

n- numărul suprafețelor de frecare la o singură punte n = 4.

269 145

Lucrul mecanic specific se va calcula pentru două viteze:

30 km/h și viteza maximă automobilului:

3.1.6. Puterea specifică de frânare

Puterea de frânare necesară frânării unui automobile de masă [3] de viteza maximă până la oprire, cu decelerația maximă este dată de relația:

(3.17) [4]

Puterea specifi de frânare se determină cu relația:

(3.18) [4]

Unde:

-coeficientului de distribuție a forței pe punte, = 0.50 și =0.30; [4]

– decelerația maximă , se alege 5m/;

-viteza maximă, 170 km/h= 47.2 m/;

=6.9

=1.03

3.1.7. Încercarea specifică a garniturii

Permite aprecierea solictării garniturii garniturii de fricțiune locul puterii specific de frânare și determină cu relația:

(3.19) [4]

Din 3.19 rezultă:

= 0.

3.2. Calculul diametrului cilindrului principal

Pentru a calcula diametrul cilindrului de lucru se va alege în prealabil presiunea lichidului p = 60 daN/.

(3.20) [4]

Astfel valorile se rotunjesc ; ; 0 mm conform literaturii de specialitate ( -diametrul cilindrul principal).

3.3. Calculul și verificarea mecanismului de acționare

Raportul de transmitere hidraulic: pentru cele 2 punții este:

(3.21) [4]

În continuare se va calcula cu formula 3.21 valoare forței de apăsare a pedalei:

(3.22) [4]

=3.5…6

=

Se va opta pentru o forță la pedală de 30 daN.

3.4. Verificarea frânelor la solicitări termice

3.4.1. Verificare frânelor la frânare intensivă

(3.23) [4]

Unde:

– coeficient de fracțiune de căldură preluată de disc

c-căldură masică c=0.13 KJ/Kg*K;

greutatea discului ,kg; 4.8kg;

numărul roții frânate ; ;

V- viteza autovehicului, km/h (m/s):V=30km/h

greutatea totală autovehicului încărcat 1560 N

= 5.23

La frânare intensivă se recomandă că la viteză de 30 km/h până la oprirea autovehicului, creșterea temperaturii să nu depăseașcă 15.

Rezultă că condiția este îndeplinită.

3.4.2. Verificarea termică în cazul frânării îndelungată

(3.24) [4]

Unde:

X-coeficient de reparație a căldurii: X=1;

densitatea fluxului de căldură în kw/, se adoptă 0,11 Kw/W/;

-densitatea materialul discului în kg/,=7200 kg/;

c-căldură masică a discului în kJ/kg Kj/kg;

-decelerația autovehicului în m/;

V-viteza de deplasare autovehicului, în km/h;

difuzitate termică =0.025.

Este recomandat că temperatura discului să nu depășească 300 .

condiția este îndeplinită.

3.4.3. Verificarea termică al frânelor la frânare repetate

Temperatura de saturație discului la frânere repetate se poate calcula cu relația:

(3.25) [4]

Unde:

-temperatura mediul ambiant ;

creșterea de temperatură datorită unei frânări, 5.23 ;

b- coeficient de răcire a frânelor b= 0.001…0.004, se adoptată b=0.003

-intervalul dintre frânări ;

Se recomandă că temperatura de saturație să nu depășească 300 .

=269.04 condiția este îndeplinită.

Capitolul 4.

Întreținerea și diagnosticarea sistemelor de frânare

4.1. Întreținerea sistemelor de frânare cu acționare hidraulică [1]

Întreținerea sistemului de frânare se realizeză cu operații de verificare, reglare și de control funcțional. Întreținerea sistemului de frânare cu acționare hidraulică cuprinde următoarele operații:

controlul etanșeității instalației hidraulice;

verificarea și complectarea nivelul lichidului de frână din din rezervorul pompei centrale;

verificarea și reglarea jocului dintre tija și pistonul pompei centrale;

evacuarea aerului din instalație ;

verificarea uzurii garniturilor de frecare;

verificarea și reglarea jocului între tambur ;

Contrulul etanșeității instalației. Verificarea etanșeității se poate efectua prin urmărirea nivelul lichidului de frână din rezervorul pompei centrale și prin urmărirea nivelul lichidului de frână în rezervorul pompei centrale și prin urmărirea presiunii instalație.

Urmărirea lichidului de frână în rezervorul pompei centrale la frânări repetate, pe loc, dă posibilitatea să se verficie eventualele neetanșeității ale instalației. Dacă nivelul scade se urmăresc futunurile , racordurile flexibile, pompa centrală , cilindri receptori, în scopul depistării locului prin care se produc pierderile de lichid.

Trebuie subliniat faptul că, la apăsarea pedalei de frână, nivelul lichidului de frână scade în rezervorul pompei centrale proporțional cu jocul între saboți și tambur, respectiv placheți și disc.

Urmărirea presiunii în instalație dă indicații mai ales asupra modului de etanșare a

Garniturii pompei centrale.În locul unui ventil de aerisire de la un cilindru receptor se montează un manometru control.

Dacă se apasă asupra pedalei de frână , până când presiunea indicată de manometru este 2,5-3 Bar, la eliberarea se constată:

la frână cu tambur o presiune remanentă de 0,5-1,5 Bar , asigurată de supapa dublă a pompei centrale, în scopul prevenirii aspirației de aer după frânare, pe la garniturile cilindrii receptori;

la frânăre cu disc presiunea remanentă nulă, datorită soluției de reglare automată a jocului.

Dacă presiunea remanentă este exagerată, cuaza poate fi: arcul pistonului pompei centrale rupt, orificiul de compensare obturat, jocul dintre tijă pistonul nul.

Verificarea lichidului din rezervorul pompei centrale .

Este necesar că nivelul lichidului de frână în rezervor să fie cuprins între repere maxim și minim ale acestuia. Datorită uzurii garniturilor de frecare, nivelul lichidului în timpunul exploatării scade.

În general lichidul de frână se înlocuiește la un interval de doi ani.Culoarea maronie sau cenușie neagră indică degradarea în timp prin supra încălzire și, în acest caz, lichidul trebuie înlocuit.

4.2. Întreținerea sistemului de frânare cu acționare pneumatică [1]

Întreținerea sistemului de frânare cu acționare pneumatică cuprinde lucrări de verificare și lucrări de reglare. La compresorul de aer se verifică întinderea curelei de antrenare și starea de uzură a acestuia. Tot la compresor, se mai controlează nivelul uleiului, se verifică debitul compresorului prin măsurarea presiunii de refulare și se curăță filtrele de aspirație.

La instalația de protecție înpotriva înghețului se verifică starea pompei antigel. La rezervoarele de aer comprimat, se verifică fixarea rezervoarelor pe cadru și purjarea condenzului.

La regulatorul de presiune, se verifică presiunea de deconectare (6,5-7,3 bar) și presiunea de conectare (6,2 bar). De asemenea se curăță filtrul regulatorului de presiune. La cilindrii de frână, cursa tijei cilindrilor de frână la frânarea totală trebuie să fie de ½ din cursa maximă.

Pedala de frână, la frânare maximă nu trebuie să sprijine pe podeau cabinei. Etanșeitatea sistemului de frânare. La verificarea instalației de frânare în ansamblu ,la presiunea de 6 bar, în timp de 10 min presiunea nu trebuie să scadă cu mai mult de 0,1 bar. La o presiune parțială de frânare de 3 bar în timp de 3 minute nu trebuie să producă o scădere de presiune.

La garniturile de frecare se verifică starea de uzare a garniturilor de frecare la intervalele prevăzute și cu ocazia demontării tamburilor. La reglarea jocului dintre saboți se suspendă puntea autovehicului respectiv.

Pentru reglarea completă mecanismului de frânare la roți, trebuie că saboții de să ocupe o poziție concentrică față de tamdistanțaburul de frână. Aceasta se execută cu ajutorul bolțurilor de sprijin. După reglare se recomandă să se efectueze o probă a sistemului de frânare ținănd seama mai ales că efectul de frânare să fie același pentru roțile din stânga și din dreapta automobilului.

Determinarea eficacității frânării.Verificarea eficienței se face fie măsurând distanța de oprire automobilului pentru anumite viteze inițiale,fie măsurănd decelerația maximă care realizează în timpul frânării.Aceste încercări trebuie efectuate pe drum orizontal, astfaltat , în stare uscată, autovehiculul fiind complet încărcat.

4.3. Diagnosticarea sistemelor de frânare [2]

Importanța pe care sistemele de frânarea au în realizarea nivelului corespunzător de securitate activă a automobilelor a condus la concepuirea mai multor modalități de verificare:

Testul de drum este o răspândită metodă de diagnosticare a sistemului de frânare. În timpul diagnosticării mecanicul conduce autovehiculul,apasă pedale de frână și apreciază anumiți parametri.Testul poate fi efectuat pe drumuri publice ,sau curtea unui service auto. Testul de drum desi este cel mai răspândit test pentru frâne dar este cel mai imprecis test deoarece bazează pe experiența mecanicului și aprecierele acestuia.

Aceste încercări deși oferă avantajul de a încerca sistemul de frânare în condiții reale de funcționare prezintă o serie de inconveniente deplasarea de la service-ul auto până la porțiunea de drum adecvată . Din aceste motive încercările sunt pentru omologare autovehicule noi și pe piste și sunt efectuate în centre de cercetare autovehicule și pe piste de încercare.

2. Inspecția vizuală este cea mai simplă metodă de verificare a sistemelor de frânare se efectuază rapid și constând verificarea tuturor roților. Are avantajul că mecanicul observă și monitorizează sistemul de frânare în această metodă se poate observa grosimea discurilor și plăcuțelor.În timpul inspecției mecanicul poate observa defecțiuni ale discului, plăcuțelor de frână, scurgeri de lichid de frână. Dezavantajul are că rezultatele sunt subiective dacă nu se stabilesc standarde pentru acești indicatori, este dificilă stabilirea uzuri acceptabile.

3. Standuri de frânare este foarte folosit în service-urile auto. Standul de frânare cu role. Acesta este format din două role comandate de motoare electrice în podeaua service-ului.Sistemul testează forța de frânare la fiecare punți. Sunt standuri și cu patru role, fiind capabile să testeze punțiile față spate simultan. De obicei ruloul față este fix , iar cel din spate este mobil pentru a putea fi reglat în funcție de ampatamentul autovehicului.

În timpul testării, vehiculul este așezat pe rulouri la o viteză 3-6 km/h, roțile autovehicului fiind învârtite cu ajutorul standului, se acționează frâna, iar standul cu rulouri măsoară pentru fiecare roată. Rezultatele sunt afișate pe un monitor ce echipeză standul de frânare. Unele standuri, oferă grafice care furnizeză informații despre forța de frânare pentru fiecare roată în funție de timp și forța de apăsare la pedală.

Are avantajul:

furinizeză informații precise în urma măsurătorilor;

faciliteză depistarea problelemor ce țin de ovalitatea discurilor;

poate identifica și probleme legate de eficacitate și supraîncălzire.

Dezavantajul constă în:

imposibilitatea de a ține cont de încărcare la punți;

nu poate măsura dezechilibrul real puntea față și spate;

nu poate măsura performanțele tuturor componentelor active în timpul procesului de frânare;

nu poate fi testate autovehicule cu tracțiune integrală.

Bibliografie

Frățilă Gh., Frățilă M., Samoilă St.-Automobile – Cunoaștere , Întreținere și Reparare“,Editura Didactică și Pedagogică, 1996

Marincaș D., Mărculescu Gh, – ”Fabricarea și repararea autovehiculelor rutiere”, Editura Tehnică, București, 1986

Untaru M. -“Dinamica autovehiculelor pe roți” Editura Didactică și pedagogică București, 1981

Untaru M., Frâțilă Gh. -“Calculul și contrucția autovehiculelor” Editura Didactică și pedagogică, București, 1982

Vasile NECULĂIASA – “Mișcarea autovehiculelor” Editura Polirom Iași 1996

www.km77.com

www.cars-data.com

www.skoda.ro