Lucrare de licență [311286]

Lucrare de licență

MANAGEMENTUL MENTENANȚEI SISTEMELOR DE FRÂNARE LA AUTOVEHICULELE RUTIERE

Îndrumător de proiect:

Prof.univ.dr.ing. Nicolae Ungureanu

CUPRINS

CAPITOLUL 1

[anonimizat]-[anonimizat]:

frâna cu tambur cu doi saboți interiori (mai ales că frâna de serviciu și uneori ca frână de staționare pe transmisie);

Figura 1. Schema frână cu tambur cu saboți interiori

Figura 2. Părți componente ale frânei cu tambur și saboți interiori

frâna cu disc de tip deschis (folosită preponderent ca frână de serviciu la autoturisme și uneori ca frână de staționare pe transmisie) ;

Figura 3. Frâna cu disc de tip deschis

frâna cu tambur și bandă exterioară (utilizată exclusiv ca frână de staționare pe transmisie).

Figura 5. Frâna cu tambur și bandă exterioară simplă fără efect servo

Tipuri de mecanisme de acționare

Alegerea mecanismului de acționare al sistemului de frânare se face în funcție de tipul automobilului și destinația frânei pro2priu-zise.

[anonimizat], poate fi mecanică sau hidraulică. Acționarea hidraulică este foarte răspândită în prezent.

[anonimizat], se întâlnește la autoturismele de clasă superioara și la autobuzele și autocamioanele cu capacitate mijlocie.

Servoacționarea, [anonimizat]: pneumatică (cu presiune sau depresiune), electrică, electropneumatică, etc.. Ea se utilizează la autocammioanele cu sarcina utilă mare și la autobuze.

Acționarea mecanică a frânelor

În prezent acționarea mecanică este pe cale de dispariție la frânele de serviciu datorită urmatoarelor dezavantaje principale:

dificultatea asigurării frânării concomitente a tuturor roților;

dificultatea realizării distribuției dorite a forțelor de frânare pe punțile automobilului;

[anonimizat];

randament scăzut datorită numărului mare de articulații care în general nu se ung în exploatare.

Datorită acestor dezavantaje acționarea mecanică este limitată numai la frânele de staționare sau de siguranță.

Acționarea hidraulică a frânelor

Acționarea hidraulică a frânelor este în prezent cea mai raspândită la automobile. Avantajele principale ale acționării hidraulice a frânelor sunt:

frânarea concomitentă a tuturor roților;

repartizarea dorită a efortului de frânare intre punți cât și între saboți se realizează foarte usor;

randamentul ridicat datorită în special rigidității mari a mecanismului de acționare;

posibilitatea tipizării sistemelor de frânare pentru automobile cu diferiți parametri;

timp redus la intrarea în acțiune;

construcție simplă și întreținere ușoară.

Dintre dezavantajele acționării hidraulice se pot enumera:

imposibilitatea realizării unui raport de transmitere ridicat;

scoaterea din funcțiune a întregului sistem de frânare în cazul spargerii unei conducte (la sistemul cu un singur circuit);

scăderea randamentului mecanismului de acționare la temperaturi joase (sub -30 grade C);

pătrunderea aerului în instalație duce la mărirea cursei pedalei și reduce foarte mult eficiența frânării.

Figura 6. Scheme de principiu ale acționării hidraulice, cu unul sau cu două circuite de frânare

Acționarea hidraulică cu servomecanism

La automobile cu greutatea totală mai mare de 3500 daN, precum și la autoturismele de clasă mijlocie și mare, prevăzute cu frane cu coeficient de eficacitate redus (frane disc), forța conducătorului aplicată pe pedala de frână nu mai asigură o frânare suficient de eficace. Datorită acestui fapt acționarea hidraulică este asociată cu un servomecanism care asigură o creștere suplimentară a presiunii lichidului din conducte.

În cazul utilizării acționării hidraulice cu servomecanism cursa maximă a pedalei în general nu depășește 40-50 mm, ceea ce sporește mult comoditatea conducerii automobilului. De asemenea forța necesară acționării pedalei se reduce în prezența servomecanismului la jumătate din valoarea acesteia în cazul acționării hidraulice simple.

În funcție de sursa de energie utilizată se deosebesc următoarele tipuri de servomecanisme:

servomecanism cu depresiune (vacuumatic) care utilizează energia depresiunii create în colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scânteie sau de o pompă de vacuum antrenat de motorul automobilului;

servomecanism pneumatic care utilizează energia aerului comprimat, debitat de un compresor antrenat de motorul automobilului;

servomecanism hidraulic care utilizează energia hidraulică generată de o pompă antrenată de motorul automobilului. Servomecanismele hidraulice se folosesc în cazul când pe automobil există și alte agregate consumatoare de energie hidraulică (suspensie hidropneumatică, servodirecție etc.). datorită unor presiuni de lucru foarte mari (120 daN/cm2 sau chiar mai mult) servomecanismul este compact.

Figura 7. Tipuri de sisteme de acționare hidraulică, cu servomecanisme vacuumatice

Studiu tehnico-economic al soluțiilor posibile pentru mecanismele de frână cu tambur și saboți interiori

Principalele tipuri uzuale de frână cu tambur și saboți interiori

Frână simplex

Frâna simpex are în compunere un sabot primar și unul secundar care pot fi articulate sau flotanți. În funcție de modul de acționare al saboților se deosebesc: frâne cu deplasare egală a saboților și forțe de acționare diferite ( nu este egal cu ); frâne cu deplasare independentă a saboților și forțe de acționare egale(==S).

Frâna simplex cu deplasare egală a saboților are o uzură egală a garniturilor de frecare. Momentul de frânare este cu ceva mai redus decât la frâna simplex cu forțe egale de acționare a saboților. Deplasările egale ale saboților se realizează cu dispozitive mecanice cu o camă simplă sau cu pene transversale.

Frâna simplex cu acționarea saboților cu forțe egale prezință o uzură mai mare a garniturii de frecare a sabotului primar. Actionarea acestei frâne se face în general cu un dispozitiv hydraulic (cu pistoane având același diametru) și mai rar cu dispozitive mecanice. Această frână prezintă o construcție simplă și sigură.

Frâna simplex nu este echilibrată transmițându-se osiei o reacțiune radială care încarcă suplimentar lagărele roții.

Având coeficienții de eficacitate Ep și Es pentru sabotul primar și secundar se poate determina coeficientul de eficacitate pentru frâna simpex: .

Figura 8. Construcția frânei simplex

În figura 3.9 se prezintă comstrucția unei frâne simplex la care saboții 13 și 14 sunt articulate la capătul de jos în bolturile 4, fixate pe talerul 6 și strânse cu piulițele 7. tot de taler este fixat și cilindrul receptor 17, prevăzut cu arcul 18. Garnitura de frecare a sabotului 13 (primar) are o lungime mai mare decât a sabotului 14 (secundar) pentru a se obține o uzură uniformă.

Jocul la partea superioară a saboților se reglează cu excentricele 3, prevăzute cu bolțurile 8, pe care se află arcurile 9 pentru fixarea excentricelor în diferite poziții. Arcul 16 menține saboții sprijiniți pe excentricele 3.

La partea inferioară, saboții sunt prevăzuți cu bucsele excentrice 5, montate pe bolțurile 4, servind la reglarea jocului dintre saboți și tambur la partea inferioară.

Fiecare sabot este asigurat să nu se deplaseze lateral cu ajutorul arcului 11, străns sub șaiba 12 de prezonul 10, fixat pe taler.

Mecanismul de acționare pentru frâna de staționare este compus din levierul (parghia) 2, articulate în punctul 19, tija 1 și cablul de acționare 15.

Frână duplex

Frâna duplex are în compunere doi saboți primari independenți care pot fi articulate sau flotanți. Prin dispunerea saboților astfel încât ambii să lucreze ca saboți primari momentul de frânare crește mult.

Coeficientul de eficacitate pentru frână duplex depinde de sensul de rotație al tamburului. La mersul înainte , iar la mersul înapoi .

În cazul în care saboții sunt primari pentru ambele sensuri de rotatie ale tamburului frâna poartă denumirea de duo-duplex.

Frâna duo-duplex prezintă avantajul unei eficacităti ridicate atat la mersul înainte cât și la mersul înapoi având același coeficient de eficacitate l6 .

Frâna duplex este o frână echilibrată și realizează aceeași uzură a garniturilor de frecare.

La multe automobile se întâlnește soluția frâne duplex la rotile punții din față și frâne simplex la roțile punții din spate. Această soluție permite să se obțină mai simplu distribuția dorită a forțelor de frânare pe cele două punți () și să se păstreze aceleași dimensiuni ale multor piese ale frânelor roților anterioare și posterioare.

Deficiența frânei duplex, cu saboți primari numai la mersul înainte, constă în obținerea unui moment de frânare redus la mersul înapoi al automobilului. Valoarea momentului de frânare obținut la mersul înapoi determină mărirea pantei pe care poate fi imobilizat un automobil cu frâna de staționare. Datorită acestui neajuns, la roțile posterioare asupra cărora acționează frâna de staționare , nu se întrebuințează de obicei frâna duplex cu saboți primari numai la mersul înapoi. Deficiența aceasta se înlătura dacă se utilizează frâna duo-duplex.

Figura 9. Construcția frânei duplex

În figura 3.10 se prezintă construcția unei frâne duplex cu saboți articulați.

Poziția sabotului pe taler este asigurată, în afara de articulația de pe bolțul 10, cu ajutorul tamponului 11, bolțului 6, șaibelor 3 și 5 și arcului 4.

Reglarea jocului dintre saboți și tambur se face la ambele capete ale saboților. La capătul dinspre cilindru reglarea jocului se face prin excentricele ( camele) 16, iar la capătul articulate prin bucșa excentrică 13 care se rotețte împreună cu bolțul 10.

Figura 10. Construcția frânei duo-duplex

În figura 3.11 se prezintă construcția unei frâne duo-duplex cu saboți flotanți.

La frânare, pistoanele din cei doi cilindri depărtează saboții, iar aceștia sub acțiunea forțelor de frecare se deplasează pe direcția de rotație. Fiecare sabot are două reazeme fixe pe care se sprijină în funcție de sensul de rotație al tamburului.

Dacă sensul de rotație este cel indicat pe figură, atunci sabotul 3, sub acțiunea pistonului cilindrului 6 și a forței de frecare se va sprijini pe opritorul 13. în același timp sabotul 7, sub acțiunea pistonului cilindrului 10 și a forței de frecare, se va sprijini pe opritorul 2.

La rotația în sens invers, sabotul 3 se va sprijini pe opritorul 2 , prin intermediul brațului 15, iar sabotul 7 în opritorul 13, prin intermediul brațului 14.

Frâna servo

Frâna servo sau frâna cu amplificare are doi saboți primari iar sabotul posterior este acționat de către sabotul anterior. Datorită forțelor de frecare dintre sabotul anterior și tambur, forța de acționare a sabotului posterior este mai mare în comparație cu forța de acționare a sabotului anterior. În modul acesta momentul de frânare se mărește în mod substanțial.

În cazul în care saboții sunt primari numai la mersul înainte, frâna poartă denumirea de uni-servo, iar în cazul în care saboții sunt primari pentru ambele sensuri de mers frâna este întâlnită sub numele de duo-servo.

Frâna servo se utilizează la unele autoturisme de capacitate cilindrică mare, deoarece cu o forță nu prea mare la pedala asigură un moment de frânare mare, fără întrebuințarea unui servomecanism auxiliar.

La autoturisme, unde repartiția sarcinilor pe punți este aproximativ aceeași, se mai întâlnește și soluția frână simplex pentru roțile punții din spate și frâna servo pentru roțile punții din față, care are o eficacitate mai mare, ceea ce permite să se utilizeze în mod corespunzător greutatea aderentă ținându-se seama de redistribuirea greutății pe punți la frânare.

Frâna servo nu este echilibrată, încărcand suplimentar lagarele roții.

Figura 11. Construcția frânei uni-servo

În figura 3.12 se prezintă construcția frânei uni-servo utilizată la roțile punții din față la autocamioane.

Figura 12. Construcția frânei duo-servo

În figura 3.13 se prezintă construcția frânei duo-servo. Capetele superioare ale saboților 1 și 2 sunt apăsate cu ajutorul arcurilor pe reazemul imobil 5, iar capetele inferioare sunt legate între ele prin dispozitivul de reglare 4 și printr-un arc. La frânare pistoanele cilindrului receptor 6 acționează saboții 1 și 2 prin intermediul tijelor 3. venind în contact cu tamburul de frânare saboții se deplasează în sensul de rotatie până când unul din ei ajunge la capătul superior în opritorul 5. În functie de sensul de rotație, fie că sabotul 1 acționează sabotul 2 prin intermediul dispozitivului de reglare 4, fie că sabotul 2 acționează sabotul 1. Excentricul 7 servește la reglarea jocului sabotului 2.

În figura 3.14 se prezintă caracteristica de stabilitate pentru diferite tipuri de frâne cu tamburi și saboți interiori. Frâna simplex cu deplasarea egală a saboților (curba 1) are un coeficient de eficacitate mic, dar în schimb și o mică sensibilitate față de variația coeficientului de frecare. În cazul frânei servo scăderea coeficientului de frecare, de exemplu pentru roata din stânga, de la 0.4 la 0.25, conduce la diferențe între forțele de frânare ale roții din stânga și ale roții din dreapta de 3 ori. De aceea pericolul apariției blocării și al măririi spațiului de frânare în cazul utilizării frânei servo, este maxim.

Figura 13. Caracteristica de stabilitate pentru diferite tipuri de sisteme de frânare cu tamburi și saboți interiori

Analiza principalelor dispozitive de reglare a jocului dintre saboți și tambur

În timpul frânării, ca urmare a uzurii garniturilor de fricțiune, jocul dintre saboți și tamuburi se mărește. Mărirea excesivă a acestui joc are ca efect creșterea timpului de răspuns al sistemului de frânare, iar eficienta frânării scade.

Cercetările au arătat că mărirea jocului dintre saboți și tambur poate provoca o reducere a eficacității frânării cu 20-50%.

Menținerea jocului prescris între suprafețele de frecare ale frânei are mare importanță pentru asigurarea spațiului minim de frânare. Dacă jocul este prea mic frâna se încălzește și se deteriorează.

Datorită acestui fapt sunt prevăzute în mod obligatoriu cu dispozitive de reglare a jocului dintre saboți și tambur.

Jocul maxim (aproximativ la centrul roții) când garnitura de fricțiune este nouă, este cuprins între 0.2-0.6 mm amplasarea dispozitivelor de reglare este foarte diferită.

Sunt numeroase dispozitive de reglare a jocului de tip interior ce lucrează direct asupra saboților, fie la capătul de rezemare, fie la capătul de aplicare al forței, fie la nervure sau talpa sabotului.

Reglarea jocului termic dintre saboți și tambur se realizează prin trei procedee:

– prin apropierea sau depărtarea saboților de tambur în cazul reazemelor imobile;

– prin modificarea poziției reazemelor;

– prin procedeul mixt.

După procedeul de execuție reglarea jocului poate fi manulă (cu ocazia operațiilor de revizie tehnică) și automată.

Dispozitive de reglare a jocului dintre saboți și tambur

În cazul dipozitivelor de reglare automată a jocului trebuie ținut seama de faptul că acestea consumă o parte din forța de acționare a saboților. Trebuie de asemenea avută în vedere necesitatea evitării unei supra-reglări datorită creșterii temporare a diametrului tamburului prin încălzire.

Dupa principiul de funcționare, dispozitivele de reglare automată a jocului pot fi mecanice și hidraulice.

La rândul lor dispozitivele mecanice de reglare automată a jocului pot fi cu fricțiune, cu dinți și cu clichet.

Dipozitivele cu fricțiune asigură reglarea continuă a jocului pe când dispozitivele cu dinți și cu clichet asigură o reglare în trepte a jocului.

Dispozitivele de reglare a jocului sunt în afara frânei sau în interiorul acesteia.

a) Dispozitivele mecanice cu reglare continuă a jocului sunt de tipul cu fricțiune. În figura 3.15, a se prezintă un dispozitiv care acționează asupra saboților. Pe talerul frânei este fixat bolțul 4 pe care este introdusă bucșa 6 prevăzută cu gulerul 1. jocul j dintre bolț și bucsă corespunde mărimii necesare a jocului dintre sabot și tambur. Orificiul 5 din sabot are o formă eliptică și dimensiuni cu mult mai mari decât diametrul exterior al bucșei. Nervure sabotului 7 este strânsă între șaibele de fricțiune 2 cu ajutorul piuliței 8 și a arcului plat 3 forța de frecare care ia naștere între nervurele sabotului și șaibele de fricțiune 2 este mai mare decât forța arcului de readucere a sabotului.

În cazul în care jocul dintre sabot și tambur va depăși mărimea j, sub acțiunea forței de acționare se va produce o mișcare relativă între bucșa 6 și nervurele sabotului. După frânare arcul de readucere depărtează sabotul de tambur numai cu distanța j, deoarece nu poate învinge forța de fricțiune a dispozitivului.

În figura 3.15, b se prezintă un dispozitiv de reglare automată a jocului dispus chiar în interiorul cilindrului de acționare a sabotului. În interiorul pistonaselor 1 se află bolțul 2 pe care sunt fixate prin frecare șaibele elastice 3 șaibele 4, cu siguranțele 5, limitează deplasarea pistonaselor în raport cu bolțul la valoarea j. Forța arcurilor de readucere a saboților este mai mică decât frecare dintre șaibele 3 și bolț.

În cazul în are jocul dintre sabot și tambur va depăși jocul j, sub actiunea forței de acționare, șaibele elastice 3 vor fi deplasate pe bolț, de către șaibele 4 cu o distanță corespunzătoare. După frânare, pistonasele revin în contact cu șaibele 3 la noua poziție a lor, păstrând însă jocul j.

Figura 14. Dispozitive mecanice de reglare automata și continuă a jocului dintre saboți și tambur

b) Dispozitive mecanice cu reglare în trepte a jocului sunt prezentate în figura 3.15. În cazul comenzi hidraulice a frânelor este indicat să se intrebuințeze pentru reglarea jocului un dispozitiv cu dinți (figura 3.16, a). Tija dințată 1 este introdusă în mansonul elastic 2, prevăzut la interior cu dinți și fixat cu un capăt de sabotul 3. Tija are la capăt un ochi care servește la fixarea de taler prin intermediul bolțului 4. Dinții de pe tijă și manson (filet “dinte de fierăstrau”) permit ca lungimea ansamblului tija-manson să varieze numai în direcția măririi. Pe măsură ce garniturile de frecare se uzează lungimea ansamblului crește treptat cu lățimea unui dinte. La incetarea acțiunii de frânare saboții se depărtează de tambur cu o distanță determinate de jocul j dintre ochiul tijei și bolț.

În figura 3.16, b este prezentat un dispozitiv de reglare automata a jocului tot cu dinți. El este compus din mansonul elastic 3, corpul 2, tija 6, arcul 7 și bucșa 8. Un capăt al dispozitivului este legat prin orificiul 4 de taler, iar celălalt capăt este legat prin orificiul 9 de sabot.

La frânare cand sabotul se deplasează cu jocul prescris, tija 6 se deplasează liber în limitele cursei j. Daca garnitura de frecare se uzează, jocul sabotului se mărește, iar manșonul elastic 3 este deplasat cu un dinte pe corpul 2 de către tija 6. În felul acesta distanța dintre ochiurile 4 și 9 crește, iar sabotul la defrânare se depărtează de tambur tot cu jocul j.

Dispozitivul de reglare cu clichet (figura 3.16, c) se utilizează la frâna cu comandă pneumatică. În timpul frânării levierul 1 transmite mișcarea prin clichetul 3 la manșonul 7 iar acesta la arboreal camei 2. Daca mansonul 7 se va răsuci cu un unghi mai mare decât a, atunci împreună cu el se va roti și roata 4. La defrânarea manșonul 7 se va răsuci înapoi cu unghiul a , care asigura jocul necesar între saboți și tambur. Cu cât uzura garniturilor de fricțiune crește, roata 4 se va roti cu un unghi tot mai mare și se va fixa în poziția respectivă cu clichetul 5 dispus în reazemul imobil 6.

Figura 15. Dispozitive mecanice de reglare automată în trepte a jocului dintre saboți și tambur

c) Dispozitivele hidraulice pentru reglarea jocului realizează o reglare continuă. Dispozitivul prezentat în figura 3.17 este compus din cilindrii hidraulici 6 și 7. Capetele superioare ale saboților sunt menținute de către arcul 3, pe opritorul 2, iar capetele inferioare sunt apăsate de arcul 4, pe tijele pistonaselor cilindrului 7. Datorită acestui fapt în cilindrul 7 și în partea stângă a cilindrului 6 se crează o presiune p de ordinul a 3 daN.

În timpul frânării presiunea lichidului crește atât în cilindrul superior 1 cât și în cilindrul inferior 7 (prin intermediul cilindrului 6).

În cazul în care garniturile de frână s-au uzat, iar jocul dintre ele și tambur s-a mărit, atunci în timpul frânării, cantitatea de lichid aflata în partea stângă a cilindrului 6 nu mai este suficientă pentru umplerea cilindrului 7 al cărui volum a crescut. Datorită acestui fapt când pistonul cilindrului 6 a ajuns în poziția extremă din stânga, lichidul din partea dreaptă a cilindrului trece prin orificiile pistonului, deformează garnitura, ajungând în cilindrul 7.

La defrânare, cand pistonul cilindrului 6 va ocupa poziția de echilibru, determinată de arcul 4 (prin intermediul lichidului din cilindrul 7) și arcul 5, lichidul suplimentar, care a pătruns în cilindrul 7, nu va putea reveni în partea dreaptă a cilindrului 6, circulația prin orificiile pistonului acestui cilindru fiind numai într-o singură direcție. În felul acesta, pe măsura uzurii garniturilor de frecare, în cilindrul 7 va intra o cantite suplimentară de lichid, necesara pentru menținerea jocului prescris.

Figura 16. Dispozitiv hidraulic de reglare automată a jocului dintre saboți și tambur

Studiul tehnico-economic al soluțiilor posibile pentru mecanismele de frânare cu disc

În ultimul timp frânele cu disc, sau pe scurt frânele disc, au început să fie utilizate frecvent, mai ales la autoturisme. Ele se utilizează fie la toate roțile, fie sub o formă mixtă, frâne cu disc în față și frâne cu tambur în spate.

Extinderea utilizării frânelor cu disc la automobile se explică prin numeroasele avantaje pe care le prezintă în raport cu frânele cu tambur, dintre care cele mai importante sunt următoarele:

– posibilitatea măririi suprafețelor garniturilor de frecare și, prin urmare, micșorarea presiunii specifice dintre ele;

– sensibilitate redusă față de variația coeficientului de frecare (la frânele fără efect servo);

– distribuția uniformă a presiuni pe suprafețele de frecare și, drept consecință, uzura uniformă a garniturilor și necesitatea reglării mai rare a frânei;

– suprafeta mare de racire și condiții bune pentru evacuarea căldurii (în special la frânele cu disc deschise) le permite să disipeze sub formă de căldura energii mari;

– stabilitate în funcționare la temperaturi joase și ridicate;

– echilibrarea forțelor axiale și lipsa forțelor radiale;

– posibilitatea funcționării cu jocuri mici între suprafețele de frecare, ceea ce permite să se reducă timpul de intrare în funcțiune a frânei și să se mărească raportul de transmitere al mecanismului de acționare;

– independența eficacității frânării de gradul de uzură al garniturilor de frecare;

– simplitatea asigurării aceluiași moment de frânare indiferent de sensul de mers;

– greutatea redusă a franei pentru același moment de franare (numai la frâna cu disc deschisa) și micșorarea greutății nesuspendate a automobilului;

– caracterul mult mai favorabil al deformațiilor pieselor frânei. Discul se deformează pe direcție axială spre deosebire de deformația radială a tamburului care provoacă modificarea formei sale și afectarea prin aceasta a jocurilor dintre suprafețele de frecare;

– înlocuirea ușoară a garniturilor de frecare;

– realizează reglarea automată a jocului dintre suprafețele de frecare printr-o construcție mai simplă;

– nu produce zgomot în timpul frânării.

Întroducerea pe scară largă a frânelor cu discuri necesită rezolvarea unui șir de probleme ca: reducerea încălzirii lichidului din cilindrii receptori, alegerea justă a perechilor de placheți de fricțiune etc.

Tipuri constructive de frâne cu disc

Frânele cu disc pot fi de tip deschis sau închis. Cele de tip deschis se utilizează mai ales la autoturisme, pe când cele de tip închis în special la autocamioane și autobuze. Ținând seama de faptul că, conform temei de proiect trebuie, să proiectăm un sistem de frânare pentru un autoturism, ne vom concentra atentia asupra frânelor cu disc de tip deschis.

Figura 17 Frână cu disc deschis

În figura 17 se prezintă frâna cu disc deschisa, compusă din discul 2 montat pe butucul roții 3 precum și din cadrul (suportul) 5 în care se găsesc pistoanele 4, prevăzute cu garniturile de frecare 1. Cadrul monobloc se montează flotant sau fix de talerul frânei. În cazul de față cadrul este fixat rigid și prevăzut cu doi cilindrii de acționare.

La soluțiile la care cadrul 1 se monteaza flotant, pe punte există un singur cilindru de acționare, dispus numai pe una din fețele discului. În acest caz cursa pistonului de acționare 14 este dubla față de aceea de la frânele cu cadru fix. Cadrul trebuie să fie suficient de robust spre a nu se deforma sub acțiunea unor forțe mari.

Datorită faptului că discul se dilată puțin în plan axial această frână permite ca jocul dintre disc și garniturile de fricțiune să fie menținut la valori mult mai mici decât la frânele cu tambur.

Discul poate fi montat pe butucul roții fie pe circumferința interioară fie pe circumferința exterioară. În primul caz există posibilitatea deformării discului sub acțiunea fluxurilor termice create la frânare. În cazul al doilea acest pericol este mai redus, iar butucul roții, sub forma de ventilator, crează un curent de aer care favorizează răcirea mai rapidă a discului.

În general frânele cu disc de tip deschis nu posedă efect servo și prin urmare au o eficacitate slabă. Sunt însă unele frane cu disc deschise care pot asigura un anumit efect servo, care este însa menținut la valori moderate. Din acest motiv, pentru a realize același moment de frânare ca la o frână cu tambur, presiunea în conducte va trebui să fie de circa 2 ori mai mare, iar diametrele cilindrilor de acționare de 2-2.5 ori mai mari, ca valorile corespunzătoare ale frânelor cu tambur. Datorită acestui fapt în loc de un cilindru cu diametru mare (de fiecare parte a discului) se utilizează doi cilindri de acționare de diameter mai mici, pentru a nu reduce raza medie a discului frânei. Sunt frâne cu disc prevăzute cu 3 sau chiar 4 perechi de cilindri de acționare.

Figura 18 Frâna cu disc deschisă Figura 19 Frana cu disc deschisă cu cu pitoane de acționare pe ambele un singur

fețe ale discului cilindru de acționare

Datorită faptului că forțele de acționare trebuie să fie sensibil mai mari față de frânele cu tambur, în multe cazuri se utilizează servomecanisme în sistemul de acționare.

În general discul este protejat, fiind expus prafului, noroiului, apei ceea ce constituie unul dintre dezavantajele principale ale acestei frâne. De aceea este necesar ca pistoanele cilindrilor de lucru să aibă o etanșare sigură.

La acest tip de frână piesele care se rotesc au greutate minima iar condițiile de răcire sunt optime.

Fixarea garniturilor de fricțiune pe placheți se face exclusiv prin lipire.

Reglarea automată a jocului dintre disc și garniturile de frecare este necesară mai ales datorită ritmului intens al uzurii garniturii. Sunt realizate practic mai multe tipuri de dispozitive pentru reglarea automată a jocului.

În figura 20.,a se prezintă una dintre soluțiile de reglare automată a jocului dintre disc și garniturile de frecare utilizate la autoturismele Renault și Dacia. În interiorul pistonului 4 se găsesc montate șaibele 1 și 2. Bolțul 9, concentric cu cilindrul, este fixat cu piulița 8 de cadrul 7. Pe acest bolț este montat inelul elastic 6, care se deplasează greu pe bolț datorită frecării mari dintre ele. Mansonul de cauciuc 3 protejează pistonul și cilindrul de impurități. În timpul frânării, pistonul 4 împreună cu șaibele 1 și 2 se deplasează spre stânga, dar inelul 6 ramane pe loc atât timp cât jocul dintre disc și garnitura de frecare nu este mai mare ca j. Readucerea pistonului în poziția inițială o face garnitura inelară elastică 5, montată strâns pe piston și menținută în locașul din cilindru. Bolțul 9 este fixat în cadru cu piulița 8, iar pentru etanșarea orificiului se utilizează garnitura 7. Dacă garniture de frână se uzează, iar jocul dintre disc și aceasta depașește valoarea stabilită, pistonul se deplasează spre stanga cu o cursă mai mare decat jocul j, iar șaiba 2 va deplasa și inelul 6 către stânga. La defrânare, saiba 1 întâlnește inelul 6 după parcurgerea unei curse egale cu j, iar pistonul nu mai poate reveni în poziția inițială. În felul acesta se stabilește în mod automat jocul dintre disc și garnituri.

Figura 20 Dispozitive pentru reglarea automată a jocului la frâna disc

În figura 20., b se prezintă un alt dispozitiv de reglare automată a jocului. Și în acest caz dispozitivul este montat în interiorul pistonului 3 dispus în cilindrul 2 al cadrului. Pe bolțul 7 se află opritorul 5 a cărei poziție e determinată de inelele elastice 6. Forța de frecare dintre bolț și inelele 6 este mai mare decât forța arcului de readucere 8 din interiorul bucșei 4.

La frânare pistonul se deplasează spre dreapta împreună cu bucsa 4 în limitele valorii j. Daca în urma uzării garniturii cursa pistonului depășește valoarea j, opritorul 5 forțează inelele elastice 6 să alunece pe bolțul 7 cu o distanță corespunzătoare. Dupa încetarea frânării, sub acțiunea arcului 8 pistonul revine în contact cu inelele elastice la noua poziție a acestora, menținând jocul j.

Soluția dispozitivului de reglare prezentat în figura 19. se utilizează la autoturismele Fiat. Dispozitivul este compus din axul 8 prevăzut la un capăt cu un filet cu mai multe începuturi pe care se găsește mansonul 12, arcul 13, rulmentul 11 și șaiba 10. Mansonul 12 este montat pe porțiunea filetată a axului 8. Șaiba 10 este solidară cu pistonul 14 și asigurată în acesta cu un inel elastic.

În timpul frânării pistonul 14 se deplasează și apasă garniturile de frecare pe disc. Cursa pistonului va fie egală cu jocul j dintre manșonul 12 și rulmentul 11. În timpul deplasării pistonului, garnitura de etanșare 3 montată într-un locaș din cilindru, se deformează. La defrânare garnitura 3 readuce pistonul în poziția inițială. În cazul în care garniturile de fricțiune s-au uzat, iar jocul dintre acestea și disc depășește jocul prescris de 0.42-0.60 mm, pistonul va efectua o cursă mai mare. Dupa deplasarea pistonului cu jocul j, acesta va actiona asupra manșonului 12, prin intermediul șaibei 10 și a rulmentului 11, făcându-l să se rotească pe axul 8 și deci să se deplaseze spre stânga. Arcul 13, montat pe manșonul 12 și solidarizat la partea din stânga cu pistonul 14, nu se opune rotației manșonului pe ax, deoarece prin această rotație el se decuplează de acesta, ca urmare a măririi diametrului sau interior.

La eliberarea pedalei de frână, pistonul revine sub acțiunea garniturii 3, care ia forma inițială. Cursa de revenire a pistonului va fie egală cu jocul de funcționare. Pistonul se va opri în contact cu manșonul, care la randul său, va fi blocat în noua poziție de către arcul 13 ce revine la diametrul inițial.

Utilizarea frânei cu disc ca frână de staționare sau de siguranță cu o eficacitate suficientă, este o problemă dificilă datorită coeficientului de eficacitate redus al acesteia. Pentru a asigura o eficacitate suficientă sunt necesare forțe foarte mari la maneta de frână sau curse de asemenea necorespunzătoare ale acesteia. Acesta este și unul din motivele care a condus la utilizarea frânei cu disc la roțile punții față și frânei cu tambur la roțile punții din spate. Frânele cu tambur asiguă fără dificultăți performanțe necesare la o acționare manuală.

Figura 21 Utilizarea frânei disc ca frână de staționare

În figura 21., a se prezintă soluția la care pentru frâna de mână se utilizează saboții servo 1 și 2 dispuși în interiorul tamburului 3 de diametru mai redus. Frâna de serviciu este o frână cu discul 4 modificat în așa fel ca la partea lui centrală să aibă forma de tambur.

La acționarea mecanică a garniturilor de frecare ale frânei cu disc din figura 19. se utilizează pistonul acționării hidraulice pus în legătura cu axul 8, comandat cu ajutorul unei parghii prin cablul frânei de mână.

În figura 21.,b se prezintă utilizarea frânei disc ca frână de staționare. La frânare cablul 3 actionând asupra parghiei 2, o rotește în jurul articulației 6 în sensul acelor de ceasornic. Capătul interior al pârghiei va acționa asupra garniturii 7, apăsând-o pe discul 1. Jocul dintre capătul interior al pârghiei și garnitura se reglează cu ajutorul suportului filetat 4. Contrapiulița 5 asigură suportul în poziția corespunzătoare jocului j.

În continuare se va prezenta un sistem de frânare cu disc, realizat de cei de la Bosch, care în prezent, echipează o gamă largă de autovehicule. Construcția și principiul de funcționare al sistemului de frânare cu disc sunt foarte simple: discurile de frână sunt montate pe axul roții și se rotesc în timpul rulării. în etriere, presiunea hidraulică este transformată, prin intermediul unuia sau mai multor pistoane, în forța mecanică. Acestea apasă plăcuțele de frână pe disc și astfel apare frecarea care încetinește roțile.

Figura 22 Sistem de frânare cu disc

În figura de mai sus este prezentată o schemă constructivă a sistemului de frânare cu disc. Acesta este format din următoarele componente: disc de frână (fixat pe roată), suportul etrierului, etrier, plăcuțe de frână.

Discurile de frână- datorită faptului că discurile de frână sunt expuse unor solicitări enorme, la fabricare acestora trebuie să se aleagă materialul cel mai adecvat. Discurile de frână sunt fabricate în principal din oțeluri turnate, deoarece aceste materiale dispun de o structura omogenă, fără particule de aer și fără tensiuni interne. Pentru îmbunătățirea caracteristicilor discurilor de frână și a rezistenței la uzură, există posibilitatea utilizării în multe cazuri a aliajelor de oțel turnate.

Pretențiile legate de confort cresc în permanență. De aceea, constructorii în domeniu, oferă deja de ani buni o gamă completă de discuri cu un grad înalt de carbon. Acestea sunt fabricate din fontă cenușie de înaltă calitate, carbonizata și tratată, ce oferă un transfer mai eficient al căldurii. Acest fapt reduce căderile de temperature și astfel deformațiile termice. Rezultă o frânare mai lină, o latentă îmbunătățită, o durată de viață mai lungă și o rezistentță mai mare.

Discurile de frână ventilate cresc randamentul sistemului de frânare. Între cele două straturi de frânare există un spațiu gol cu fante de ventilație. Aceste fante sunt poziționate astfel încât în timpul rulării să apară un curent de aer între cele două straturi (discuri). Astfel este evacuată caldura și suprafețele de frânare sunt răcite suplimentar și din interior. Eficiența frânelor se păstrează astfel pentru un timp mai îndelungat.

Figura 23 Frână cu disc

Placutele de frâna- de regulă sunt alcătuite din:

materialul de fricțiune-plăcuțele frână sunt realizate de regulă din 15 până la 20 de materiale diferite; mixture acestor materiale este stabilită în mod individual pentru fiecare tip de autovehicul;

strat intermediar-asigură confortul și siguranță și influențează compresibilitatea și izolarea fonică;

adeziv- asigură îmbinarea suportului cu materialul de fricțiune; este responsabil pentru rezistența la forfecare și asigură faptul că materialul de fricțiune nu se desprinde de pe suport nici în cele mai solicitante situații;

cadru principal- în legătură cu acesta există prevederi stricte legate de toleranța, pentru asigurarea unei funcționări sigure a etrierului și pistonului; pentru evitarea coroziunii, acesta este acoperit cu vopsea;

strat de amortizare- pentru îmbunătățirea caracteristicilor legate de confort, unele plăcuțe de frână sunt dotate cu un strat de amortizare; pentru aceasta se utilizează (în funcție de necesitatea fizică) cauciuc, material plastic sau plăcuțe metalice.

Figura 24 Plăcuțe de frână cu disc

Etrierul – transformă presiunea hidraulică în forță mecanică ce apasă placuțele de frână pe discul de frână. Sunt utilizate etriere fixe, mobile și, cel mai des utilizate, etrierele pumn. În cadrul unei carcase mobile, pistonul apasă placuța interioară direct pe discul de frână. Forța de reacție produsă împinge carcasa și apasă indirect și plăcuța exterioară pe disc. La puntea spate se utilizează de obicei un etrier pumn cu sistem integrat pentru frâna de parcare.

Figura 25 Etrier de frână cu disc

Figura 25A Etrier cu sistem integrat de frână de parcare

Studiul tehnico-economic al soluțiilor posibile pentru mecanismele de transmitere a efortului de frânare

Transmisia dispozitivului de frânare este compusă din ansamblul de elemente cuprinse între elementul de comandă (pedală sau manetă) și frâna propriu-zisă și care sunt legate în mod funcțional.

Transmisiile dispozitivelor de frânare se clasifică dupa sursa de energie utilizată pentru acționarea frânelor și după modul de transmitere a comenzii.

Sursa de energie utilizată pentru acționarea frânelor poate fi: energia musculară a conducătorului autovehiculului, o sursă independentă de energie controlată de conducătorul auto sau o combinație între aceste tipuri de energii.

După modul de transmitere a comenzii de la elementul de comandă la frâne, transmisia poate fi: mecanică, hidraulică, pneumatică, electrică și mixtă.

Frânele cu transmisie mecanică transmit efortul exercitat de conducător asupra pedalei sau manetei la elementele de acționare ale frânelor printr-un sistem de tiranți, leviere, cabluri etc.

Frănele cu transmisie hidraulică transmit efortul exercitat de conducător asupra pedalei de frână la elementele de acționare ale frânelor prin intermediul unui lichid, închis în conductele transmisiei.

Frânele cu transmisie pneumatică utilizează pentru frânare o sursă de energie controlată de conducătorul autovehiculului. Pentru transmiterea comenzii și acționarea frânelor propriu-zise se utilizează aerul comprimat, iar în unele cazuri aer cu presiune inferioară celei atmosferice.

Frânele cu transmisie electrică transmit comanda de la pedală la elementele de acționare ale frânelor prin intermediul curentului electric.

Frânele cu transmisie cu servomecanism se utilizează la transmisiile mecanice și hidraulice la care efortul exercitat de conducător asupra elementului de comandă nu este suficient pentru realizarea unor performanțe de frânare acceptabile. În acest caz, efortul servomecanismului se adaugă la efortul conducătorului.

Frânele cu transmisie mixtă utilizează o combinație între două tipuri de transmisii, o ilustrare tipică reprezentând-o transmisia pneumohidraulică.

Condițiile impuse transmisiilor dispozitivelor de frânare sunt următoarele: asigurarea unui randament cât mai ridicat; fiabilitate ridicată; simplitate constructive; amplificarea efortului de comandă astfel încât cursele elementelor de comandă să se mențină în limitele prescrise.

Analiza instalației de frânare

În cele ce urmează se va analiza construcția și functionarea dispozitivului de frânare cu transmisie hidraulică.

Dispozitivele de frânare cu transmisie hidraulică sunt în prezent cele mai răspândite la automobile. Cu toate avantajele pe care le prezintă transmisia hidraulică, datorită imposibilității realizării unui raport de transmitere ridicat, forța aplicată de conducător pe pedală, nu asigură întotdeuna o eficacitate suficientă a frânării. Din acest motiv, utilizarea transmisiei hidraulice la automobile cu masă mai mare de 3500 kg necesită în mod obligatoriu introducerea unui servomecanism. Utilizarea servomecanismului este necesară și în cazul automobilelor cu masă totală mai redusă dacă sunt prevăzute cu frâne cu disc.

În cazul transmisiei hidraulice, efortul de la pedală la frâne se transmite printr-o coloană de lichid, conținută în coonducte, care este practic incompresibil. Transmisia hidraulică a dispozitivului de frânare este compusă din următoarele elemente principale (figura 3.23): cilindrul principal 1, cilindrii de lucru 2 și conductele de legătura 3 și 4. elementul de comandă îl constituie cilindrul principal 1, care este o pompă hidraulică simplă, al cărei piston se acționează printr-o tijă, de către pedala de frână 5. Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 3 și 4 către frânele din față și din spate, acționând prin intermediul pistonașelor cilindrilor de lucru 2, saboții sau bacurile (plăcuțele) pe care se află garniturile de fricțiune. Pentru eliminarea aerului care eventual ar pătrunde în coloana de lichid, cilindrii de lucru sunt prevăzuți cu supape speciale destinate acestui scop. La apăsarea pedelei de frână se transmite o presiune egală la toti cilindrii de lucru, iar eforturile de acționare a frânelor depind de diametrele pistoanelor.

Figura 26. Schema de principiu a dispozitivului de frânare cu transmisie hidraulică

În figura 26. se prezintă schemele dispozitivului de frânare cu transmisie hidraulică în cazul folosirii unui singur circuit pentru ambele punți și în cazul a două circuite.

Figura 27. Schemele dispozitivului de frânare cu transmisie hidraulică cu unul și cu două circuite de frânare

Sistem de frânare hidraulic cu servomecanism vacuumatic

Figura 28 Sistem hidraulic de frânare

Transmisia hidraulică cu servomecanism vacuumatic se utilizează mai ales la autoturismele de capacitate cilindrică medie și mare, precum și la unele autocamioane ușoare.

Figura 29 Transmisia hidraulică cu servomecanism vacuumatic

În figura 30. se prezintă câteva scheme de dispozitive de frânare cu transmisie hidraulică, cu servomecanism vacuumatic. Se deosebesc servomecanisme cu acționare directă de la pedală (când servomecanismul formează cu cilindru principal un ansamblu comun, figura 3.25, b și c) și servomecanisme cu acționare indirectă, prin presiunea dată de cilindrul principal care este o construcție separată (figura 3.25 a si d). Din analiza soluțiilor prezentate rezultă că servomecanismul poate acționa asupra ambelor circuite, când acestea nu sunt independente (figura 3.25 a și b), separate pe fiecare circuit (figura 3.25 c) sau numai asupra circuitului frânelor din față (figura 3.25 d).

Figura 30 Tipuri de sisteme de acționare hidraulică, cu servomecanisme vacuumatice

În figura 31. se prezință servomecanismul vacuumatic cu acționare indirectă, legat fiind cu cilindrul principal prin racordul 15 și cu colectorul de admisiune al motorului prin racordul 16. La apăsarea pedalei de frână, lichidul din cilindrul principal intra în servomecanism prin racordul 15, ajungând în cilindrul 3 prin orificiul din pistonul 2. Sub presiunea lichidului, supapa de evacuare 4 se deschide, permițându-i acestuia să ajungă în cilindrii de acționare de la roți, care nu sunt cu circuite independente. În același timp, o parte a lichidului ajunge în cilindrul pistonului 5 care este în legătura cu diafragma 6. La deplasarea spre dreapta a pistonului 5, și, deci și a diafragmei 6, supapa de vid 14 se închide, iar supapa de aer 9 se dechide. În felul acesta aerul intra prin conducta 17 (prevăzută la un capăt cu un filtru) supapa 9 și conducta de egalizare 10 în camera de aer 11. Diferența de presiune dintre camera de aer și camera vacuumatica 13 va deplasa membrana 12 cu tija 19 spre dreapta, comprimand arcul 8 prin deplasarea tijei membranei, orificiul din piston va fi astupat de bila 1 din capătul tijei. În felul acesta presiunea lichidului din cilindrul 3, care este trimis spre cilindrii de lucru, se datorează, pe de o parte, diferențelor de presiune dintre camerele 11 și 13 (ce acționează asupra membranei 12) și, pe de altă parte , efortului conducătorului care acționează asupra pedalei cilindrului principal. Presiunea din cavitatea 21 și camera 11, în anumite limite, este proporțională cu efortul de la pedala și deci cu presiunea lichidului din cavitatea 22. În cazul în care pedala de frână este deplasată partial (de exemplu 1/3 din cursă) și este oprită, atunci admisia aerului în cavitatea 21 și camera 11 va continua până la realizarea echilibrului între forța care acționează asupra părții din stanga a pistonului 5 (determinată de efortul de la pedala) și forța determinată de diferența de presiune ce actionează asupra parții din dreapta a diafragmei 6 și care depinde de cantitatea de aer din atmosferă ce a intrat în cavitatea 21. În poziția de echilibru, atât supapa 14, cât și supapa 9 sunt închise, iar forța dată de servomecanism este constantă. Forța maximă data de servomecanism corespunde pozitiei extreme din dreapta a pistonului 5, când supapa 9 ramane tot timpul deschisă iar în cavitatea 21 și camera 11 presiunea va fie egală cu presiunea atmosferică. La eliberarea pedalei de frână, presiunea din cilindrul principal descreste, iar arcul de readucere deplasează pistonul 5 spre stânga și deci și diafragma 6, permițând supapei de aer 9 să se închidă sub acțiunea arcului 20. În același timp se va deschide supapa de vid 14, iar camera 13 va comunica cu camera 11 (prin orificiile din partea de mijloc a diafragmei 6 și conducta 10), permițând arcului 8 să readucă membrana 12, cu tija 19 în poziția inițială. Pistonul 2 sub acțiunea arcului 7, revine în poziția inițială, iar lichidul se reîntoarce în cilindrul 3 prin supapa de reținere 18. La defectarea servomecanismului, frânarea se realizează numai sub acțiunea presiunii lichidului trimis de cilindrul principal. Servomecanismul prezentat are avantajul că se montează ca un agregat suplimentar în transmisia hidraulică obișnuită. Ca dezavantaje mai importante ar fi complexitatea constructive si compactitatea insuficienta.

Figura 31 Servomecanismul vacuumatic cu acționare indirectă

În figura 32. se prezintă o secțiune prin ansamblul servomecanismului vacuumatic-cilindru principal, utilizat la autoturime, prevăzute cu 2 circuite de frânare. Acesta consta, în principiu, din cilindrul principal 1 (în tandem) și dintr-o cameră vacuumatică, împărțită de pistonul 37, în camera anterioara 18 și camera posterioară 34. Depresiunea din colectorul de admisie al motorului se transmite servomecanismului prin racordul 16. servomecanismul este de tipul cu acționare directă. Cand pedala de frână este liberă, camera anterioară 18 este în legătură cu camera posterioară 34, prin intermediul canalului 19 din piston, spațiului din jurul corpului supapei 20 și canalul 33 rezultă ca în cele două camere există aceeași depresiune, iar pistonul 37 este menținut de arcul 39 în partea dreptă a camerei vacuumatice. La acționarea pedalei de frână, tija 26 se deplasează spre stânga și odată cu aceasta și corpul supapei 20, discul din cauciuc 35 și tija 17 (care acționează pistonul primar al pompei centrale). Deplasarea spre stânga a corpului supapei 20 face ca garniture 22, sub acțiunea arcului 28, să se deplaseze până se așează pe scaunul din corpul pistonului 37, izolând canalul 19 de canalul 33 prin deplasare în continuare, corpul 20 se desprinde de garnitură (oprită pe scaunul de piston) și permite arcului, care pătrunde prin filtrul 25, să treacă pe langa tija 26 și canalul 33 în camera posterioară 34. Datorită diferenței de presiune dintre cele două camere, pistonul 37 se va deplasa spre stânga, acționând prin intermediul discului 35 tija 17 și mărind astfel forța ce se exercită pe tijă. Sub acțiunea tijei, discul de cauciuc 35 se va extruda, patrunzând în orificiul corpului 20, pe care-l deplasează spre dreapta, până la contactul cu garnitura 22, iar depresiunea din cameră posterioarase reduce în funcție de efortul la pedală. Dacă efortul la pedală este mare, discul 35 este readus la forma inițială, iar supapa 20 este complet deschisă și în camera posterioară se stabilește presiunea atmosferică, când servomecanismul dezvoltă forța maximă.

Figura 32 Construcția ansamblului servomecanism vacuumatic-cilindru principal

Analiza pompei centrale de frână

Figura 32A Pompa centrală

Cilindrul principal sau pompa centrală. Construcția cilindrului principal depinde de numărul circuitelor de frânare, de existența și de tipul servomecanismului etc. Acesta constituie elementul de comandă a dispozitivelor de frânare cu transmisie hidraulică.

Cilindrul principal trebuie să permită: intrarea rapidă în acțiune a dispozitivului de frânare; defrânarea rapidă; excluderea posibilităților de pătrundere a aerului în circuitul hidraulic și prevenirea pierderii lichidului.

Cilindrul principal destinat dispozitivului de frânare cu un singur circuit (figura 33) se compune din două părți principale: cilindrul propriu-zis 16 și rezervorul de lichid 14. Cilindrul comunică cu rezervorul prin orificiul principal (de alimentare) 12 și orificiul de compensare 15. Diametrul orificiului principal este cu mult mai mare decăt cel al orificiului de compensare.

Dimensiunile rezervorului trebuie astfel alese încât, la frânarea automobilului, la urcarea sau coborârea unei pante, să nu fie posibil ca orificiile 12 și 15 să se deschidă, în urma variației nivelului lichidului din rezervor. Rezervorul este astupat cu busonul 1, prevăzut cu orificii de comunicare cu atmosfera și cu reflectorul 2, care nu permite lichidului să ajungă la aceste orificii.

Unele rezervoare sunt prevăzute cu mijloace de avertizare a scăderii nivelului lichidului sub o valoare prestabilită. Aceste constau, în principiu, din flotoare ghidate, a căror tijă actionează un microîntrerupător electric în cazul caând flotoarele au coborât cu o anumită distanță, ca urmare a scăderii nivelului lichidului.

În interiorul cilindrului principal se deplasează pistonul 9, prevăzut cu orificiile 3, având garnitura primară 8, așezată pe arcul lamelar 17, și garnitura secundară 18. La capătul cilindrului se află o supapă dublă, compusă din supapa de reținere 4 și supapa de evacuare 5.

Supapa de reținere 4 este compusă dintr-un inel de cauciuc și un disc metalic, fiind menținută pe scaun de către arcul 7. Aceasta permite întoarcerea în cilindru a lichidului din conducte, în timpul defrânării. Supapa de reținere asigură menținerea unei suprapresiuni în conducte de 0.5-1 daN/cm^2, suprapresiune care, pe de o parte, asigură răspunsul prompt al dispozitivului de frânare la acționarea pedalei, reducând cursa liberă a acesteia, iar pe de altă parte impiedică pătrunderea aerului în circuitul hidraulic (chiar și în cazul unor neetanșeități foarte mici când se pierde lichid ce se completează din rezervor). Dacă în conducte apare o suprapresiune (datorită dilatării termice a lichidului sau altei cauze), supapa 4 este ridicată de pe scaun, permițânt unei cantităti de lichid să treacă spre rezervor, prin cilindru și orificiul de compensare 15.

Supapa de evacuare 5 este montată într-un orificiu al supapei de reținere. Este menținută pe scaun de către arcul 6. Rapiditatea intrării în acțiune a frânei este asigurată, în afara de alegerea corespunzătoare a secțiunilor de trecere, și de rigiditatea redusă a arcului 6, care permiterea supapei la cresterea presiunii cu 0.02-0.03 daN/cm^2. Dacă în conducte apare o scădere a presiunii datorită contracției lichidului (la scaderea temperaturii) sau a unor pierderi de lichid, supapa de evacuare se deschide, permițând trecerea în conducte a cantității necesare de lichid.

La frânare, apăsând pedala, tija 10 deplasează pistonul 9 spre dreapta și, dupa ce garnitura 8 acoperă orificiul de compensație 15, presiunea lichidului din cilindru începe să crească, iar supapa de evacuare 5 se deschide și permite lichidului să treacă în conducte spre cilindrii de lucru, producând frânarea roților. În timpul comprimării lichidului, garniture 8 realizează o etanșare foarte bună datorită formei speciale pe care o are, marginile sale find apăsate de lichid pe peretele cilindrului (figura 3.28, b). Cu cât este mai mare presiunea lichidului, cu atât etanșarea garniturii este mai sigură. Presiunea lichidului din instalație, la frânări obișnuite, ajunge la valori de 20-40 daN/cm^2 , iar la frânări intensive pana la 60-80 daN/cm^2; în unele cazuri poate depăși 100 daN/cm^2. La defrânare, pedala, pistonul cilindrului principal și saboții revin în poziția inițială, sub acțiunea arcurilor de readucere.

La eliberarea lentă a pedalei de frână, arcul 7 readuce pistonul 9 în poziția inițială. Depresiunea creată în spatele pistonului 9, precum și acțiunea arcurilor de readucere a saboților asupra lichidului prin intermediul pistonașelor cilindrilor de lucru fac ca supapa de reținere 4 să se deschidă, permițând revenirea lichidului în cilindrul principal. În cazul în care pedala de frână se elibereaza brusc, în spatele pistonului 9 se creează o depresiune mult mai mare datorită inerției lichidului. Pentru a evita patrunderea aerului, lichidul din jurul pistonului (cavitatea 11), completat cu lichid ce poate intra din rezervor prin orificiul 12, trece în cavitatea 13 (din dreapta pistonului) prin orificiile 3 și pe lângă garnitura 8 (figura 3.28, c). Pentru ca trecerea lichidului să se poata face prin orificiile din piston, garniture 8 este îndoită de arcul lamelar 17. Lichidul revine în cavitatea 13 și în cilindrii de lucru, prin supapa 4 care este deschisă datorită presiunii mai mari din conducte. Dupa deschiderea orificiului de compensare 15, surplusul de lichid trece în rezervor.

Prevenirea pierderilor de lichid din instalație, respective realizarea unei etanșări corespunzătoare a cilindrilor de lucru, se obține prin alegerea corespunzătoare a garniturilor și a arcului 7. Elasticitatea garniturilor cilindrilor de lucru și forța arcului 7 se aleg în așa fel încât suprapresiunea lichidului din conducte, când frâna este în repaus, să fie suficientă pentru realizarea etanșării cilindrilor de lucru.

Figura 33

Construcția cilindrului principal al dispozitivului de frânare cu un singur circuit

În figura 34 se prezintă funcționarea unui alt tip de supapă dublă, compusă din supapa de reținere 1 și supapa de evacuare 2.

În cazul frânelor cu disc nu se mai poate menține în conducte o anumită suprapresiune, deoarece nu s-ar putea obține defrânarea completă (îndepărtarea garniturilor de disc), rezultând o uzură mai rapidă a garniturilor, încălzirea frânelor și reducerea performanțelor autovehiculului. Datorită acestui fapt, în corpul supapei de evacuare se prevede un orificiu calibrat prin care se realizează anularea completă a suprapresiunii din conducte. La o frânare bruscă, prin acest orificiu trece o cantitate suplimentară de lichid spre cilindrii de lucru.

Cilindrul principal se montează într-o pozitie orizontala, cu o toleranță de +/- 5 grade, într-o zona ferită de lovituri, temperature înalte, murdărie. În cazul în care pedala nu este acționată, între tija de acționare și fundul locașului corespunzător din piston trebuie asigurat un joc de 0.5-2.5mm, căruia ii corespunde o anumită cursă libera a pedalei. Pentru a nu depăsi jocul prescris pedala are un limitator al cursei de revenire. Acest joc oferă certitudinea că orificiul de compensare este întotdeauna deschis când pedala de frână este liberă. Pedala este prevăzută și cu un limitator pentru cursa activă, care este corelată cu volumul de lichid necesar a fi vehiculat. Tija pistonului cilindrului principal se va amplasa în așa fel încât capătul ei fixat pe pedală, care se mișcă pe un arc de cerc (cu centrul în punctul de articulație al pedalei), să aibă înclinările simetrice în raport cu axa pistonului. În felul acesta se evita lovirea tijei pe marginile locașului din piston și o încărcare laterală a pistonului.

Figura 34 Funcționarea supapei duble a cilindrului principal

În figura 35 se prezintă construcția cilindrului principal utilizât la autoturismele Dacia 1300, prevăzute cu un singur circuit de frânare.

Figura 35 Construcția cilindrului principal utilizat la autoturismele Dacia 1300 prevăzute cu un singur circuit de frânare

Reglarea cursei libere a pedalei de frână comportă operațiile: deblocarea contrapiuliței 1 (figura 36); rotirea tijei 2 până ce la pedala de frână se realizează o cursa liberă de la 4-15 mm la autoturisme, care corespunde unui joc între tija și fundul locașului din pistonul 3 de 0.5-2.5 mm; se blocheaza din nou contrapiulița 1.

Dacă cursa liberă este prea mică, apare pericolul acoperirii orificiului de compensare al cilindrului principal de către pistonul acesteia. La o cursă liberă prea mare se poate reduce eficacitatea frânei.

În cazul dispozitivelor de frânare cu două circuite independente se utilizează doi cilindrii principali dispuși alături (jumelați) și acționați de către o singură pedală de frână, fie doi cilindri principali cu dispunere axială (tandem), cuprinși într-un singur corp comun. Cilindrii principali în tandem se folosesc pe o scară mult mai mare decât cei jumelați.

Figura 36 Reglarea cursei libere a pedalei de frână

În figura 37 se prezintă cilindrul principal în tandem, la care pistonul intermediar 2 deservește, prin dispozitivul cu supape 5, circuitul I al frânelor roților din față, iar pistonul primar 1 cu dispozitivul cu supape, amplasat între pistoanele 1 și 2, deservește circuitul II al frânelor roților din spate. Cele două pistoane se deplasează în cilindrul 7, turnat dintr-o bucată cu rezervorul de lichid, ce este împărțit de peretele 6 în două compartimente, astfel încât fiecare circuit are rezervă separate de lichid. La acționarea pistonului 1, după ce garnitura 8 acoperă orificiul de compensare A, presiunea din camera D începe să creasca. Această presiune se transmite asupra pistonului 2, care începe să se deplaseze spre dreapta. Când garnitura 9 închide orificiul de compensare A’, presiunea lichidului începe să crească și în camera D’, fiind în continuare egală cu aceea a lichidului din camera D. Dacă în circuitul II apare o pierdere de lichid, atunci pistonul 1 se deplasează spre dreapta, până când tijele 3 vin în contact (cazul prezentat în figură), iar pistonul 2 va lucra normal. Dacă pierderea de lichid a apărut în circuitul I, atunci la acționarea pedalei, pistonul 2 se va deplasa spre dreapta, până când tija 4 ajunge la opritor. Pierderea lichidului dintr-un circuit este sesizată de conducător printr-o cursa mărită a pedalei de frână.

Figura 37 Cilindrul principal în “tandem”

În figura 38 este prezentat cilindrul principal cu două trepte. Utilizarea unui asemenea cilindru principal este condiționată de diferitele cerințe impuse transmisie dispozitivului de frânare în diferitele etape ale procesului de frânare.

În prima etapă, când saboții se deplasează până la realizarea contactului cu tamburul, forța de acționare trebuie să fie redusă, iar această deplasare să se facă cât mai rapid. În acest caz este necesar un raport de transmitere mic pentru a grăbi apropierea saboților de tambur și pentru a micșora cursa pedalei de frână. Pentru etapa a doua, când se realizează frânarea propriu-zisă (apăsarea saboților pe tambur), este necesar un raport de transmitere mare, pentru ca forța de apăsare a saboților pe tambur să fie suficientă. Cilindrul principal are două pistoane, 7 și 4, cu diametre diferite (pistonul 7 are diametrul mai mare), legate rigid între ele. În prima etapă a frânării, la deplasarea spre dreapta, pistonul 7, la aceeași cursă, evacuează din cilindru un volum mai mare de lichid decât pistonul 4. Datorită acestui fapt o parte din lichid trece din cavitatea 6 în cavitatea 2 prin orificiile 3 din pistonul 4, deformând garniture acestuia. În acest caz, raportul de transmitere este determinat de suprafața corespunzătoare diferenței dintre diametrele pistoanelor 7 și 4. După ce saboții vin în contact cu tamburul, forța rezistentă care se opune deplasării pistoanelor crește mult. În consecința, sub acțiunea presiunii ridicate a lichidului se deschide supapa cu bila 5, iar presiunea lichidului din cavitatea 6 scade, deoarece lichidul trece prin canalul oblic din pistonul 7 în spatele acestuia. În aceasta etapă, raportul de transmitere se mărește, deoarece supapa pistonului 4 este mai mică.

Utilizarea cilindrului principal cu două trepte permite să se micșoreze cursa pedalei, să se mărească rapotul de transmitere, fapt ce conduce, într-o serie de cazuri, la evitarea instălarii unui servomecanism. Ca o particularitate a cilindrului principal prezentat trebuie subliniat faptul că rezervorul de lichid este separate de cilindrul propriu-zis. Alimentarea cu lichid a cilindrului se face prin racordul 8. În cazul în care rezervorul nu face corp comun cu cilindrul, acesta se poate monta în locuri mai usor accesibile.

Figura 38 Cilindrul principal în trepte

Conducte de legătura utilizate la acționarea hidraulică

Figura 39 Conducte de legătură

Conductele de legătura. Se deosebesc două tipuri de conducte de legătură: rigide și elastice. Acestea se dispun între cilindrul principal și cilindrii de lucru pe trasee îndepărtate de surse de căldură, protejate de lovituri sau frecări ce pot produce uzura lor.

Conductele rigide sunt confecționate din oțel, alamă sau cupru. Cele mai utilizate sunt conductele din oțel (sunt ușoare și rezistente) având suprafața interioară acoperită cu cupru iar suprafața exterioară cu o protecție anticorozivă. Conductele rigide trebuie să reziste la o presiune de 150-200daN/cm2. Se fixează pe cadru cu cleme. Se recomandă evitarea îndoirii acestora cu raze de curbură prea mici.

Conductele elastice sau furtunurile de frână se utilizează la asamblarea cu conductele rigide a elementelor dispozitivelor de frânare care sunt dispuse pe partea nesuspendată a autovehiculului. Sunt confecționate din cauciuc cu inserții textile, având la capete manșoane speciale, din oțel pentru racordare. Conductele elastice ce fac legătura cu frânele roților de direcție sunt protejate, în exterior, cu spirale de sârmă, iar lungimea lor se stabilește astfel încât, la bracajele maxime ale roților de direcție, să nu fie tensionate. Conductele elastice de la transmisia hidraulică trebuie să reziste la o presiune de minimum 350 daN/cm2. Se impun de asemenea numeroase cerințe de calitate a materialului, deformatii etc. (v. STAS 7358-80)

Lichidul de frână

Figura 39 Lichidul de frână

Lichidul de frână are rolul de a transfera presiunea de frânare către sistemul de frânare al roții. Lichidele de frână actuale conțin o serie de aditivi speciali pentru lubrifiere și protecție împotriva coroziunii, asigurând o durată prelungită de viață și o funcționare sigură a tuturor componentelor sistemului de frânare.

Lichidul de frână este higroscopic, deci absoarbe apa din atmosferă. Conținutul de apă are o influență puternică asupra punctului de evaporare. Astfel, o caracteristică importantă este punctul de fierbere: punctul de fierbere la uscat se referă la lichidul de frână nou, iar punctual de fierbere umed se referă la stadiul în care a fost deja captată o anumita cantitate (specificată în norme) de apă, în procente de greutate.

În timpul frânării, lichidul de frână se încălzește puternic în cilindrii roților și în etriere, iar la aceste temperaturi situate peste punctual de fierbere se produc bule de gaz.

Astfel, presiunea de frânare transferată scade și eficiența frânării coboară sub limitele impuse, fiind un real pericol. Acest lucru poate de asemenea conduce la defectarea completă a sistemului de frânare.

Conform specificațiilor producătorului autoturismului, se recomandă înlocuirea lichidului de frână anual sau cel mult odată la doi ani în cazul utilizării unui lichid special.

În cadrul sistemelor de frânare dotate cu agregate hidraulice ABS, ESP presiunea trebuie aplicată și evacuată foarte rapid. Pentru aceasta este necesară o vâscozitate cât mai redusă.

Condițiile impuse lichidelor de frână utilizate la dispozitivele de frânare cu transmisie hidraulică sunt: să aibă o vâscozitate mică, care să nu varieze cu temperatura (în intervalul de la -50°C până la + 70°C) decăt în limite restrânse; să aibă bune proprietăți de protecție, adică să nu producă coroziunea pieselor metalice cu care vin în contact și să nu deterioreze proprietățile garniturilor de etanșare; să fie stabile la temperaturi înalte, să nu aibă tendința de stratificare, să nu formeze gume și să-și păstreze proprietățile timp îndelungat; să aibă bune proprietăți de ungere; să aibă punctul de fierbere cât mai ridicat.

Pentru satisfacerea acestor cerințe, lichidele de frână sunt amestecuri formate dintr-un solvent, puțin vâscos și relativ volatil, și o substanță onctuoasă. Ca solvenți se întrebuințează alcoolurile, acetona, eterul etc., iar ca substanță de ungere servește uleiul de ricin și, mai rar, glicerina. În cazurile când piesele din cauciuc se confecționează dintr-un cauciuc rezistent la ulei se admite întrebuințarea lichidelor de frână pe bază de uleiuri minerale.

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; combinații pe bază de glicoli.

Sistemul de prevenire a blocării roților autovehiculului (ABS)

Figura 40 ABS

ABS-ul reprezintă prescurtarea termenului provenit din limba engleză Anti-lock Braking Sistem și este un sistem pentru vehicule motorizate avănd rolul de a evita blocarea roților în timpul frânării.

Tehnologia ABS a fost dezvoltată de către compania germană Robert Bosch GmbH, mai popular, cunoscută sub numele de Bosch, încă din anii 1930, dar primele automobile de serie care au folosit sistemul electronic Bosch au fost disponibile din anul 1978. Acest sistem a apărut pentru prima dată pe Sedan-urile mari și pe camioanele Mercedes-Benz. Între timp, sistemul ABS a devenit unul uzual în industria automobilistică, aproape toate gamele de autovehicule fabricate în prezent fiind echipate cu un astfel de sistem.

Aceasta prezintă două avantaje: permite soferului să pastreze controlul direcției și scurtează distanța de frânare.

Autovehiculele echipate cu sistem ABS iși conservă maniabilitatea și stabilitatea direcțională, chiar și în cazul unei frânări violente. Sistemul ABS contribuie într-o mare măsură la siguranța rutieră.

Figura 41 Direcții de frânare

Un sistem ABS tipic este compus dintr-o unitate centrală electronică, patru traductoare de viteză (unul pentru fiecare roată) și două sau mai multe valve hidraulice pe circuitul de frânare. Unitatea electronică monitorizează constant viteza de rotație a fiecărei roți. Când detectează că una dintre roți se rotește mai încet decât celelalte (o conditie ce o va aduce în starea de blocare), miscă valvele pentru a scădea presiunea în circuitul de frânare, reducând forța de frânare pe roata respectivă.

Figura 42 Unitate ABS

Pe suprafețele cu aderență mare, uscate sau ude, majoritatea mașinilor echipate cu ABS obțin distanțe de frânare mai bune (mai scurte) decât cele fără ABS. Un șofer cu abilități medii pe o mașina fără ABS ar putea, printr-o frânare cadențată, să atingă performanțele unui sofer începător pe o mașină cu ABS. Totuși, pentru un număr semnificativ de șoferi, ABS-ul îmbunătățește distanțele de frânare în varii condiții. Tehnica recomandată pentru soferi într-o mașină echipată cu ABS, într-o situație de urgență, este să se apese pedala de frână până la fund și să se ocolească eventualele obstacole. În asemenea situații, ABS-ul va reduce semnificativ șansele unui derapaj și pierderea controlului, mai ales cu mașinile grele.

Pe zăpadă și macadam, ABS-ul mărește distanțele de frănare. Pe aceste suprafețe, roțile blocate s-ar adânci și ar opri automobilul mai repede, dar ABS-ul previne acest lucru. Unele modele de ABS reduc acest efect mărind timpul de ciclare, lăsând astfel roțile să se blocheze în mod repetat, pentru perioade scurte de timp. Avantajul ABS-ului pe aceste suprafete este îmbunătățirea controlului mașinii, și nu frânarea, deși pierderea controlului pe astfel de suprafețe rămâne totuși posibilă.

Odată activat, ABS-ul va face ca pedala să pulseze. Unii soferi, simțind acest efect, reduc apasarea pe pedală și astfel măresc distanța de frânare. Aceasta contribuie la mărirea numărului de accidente. Din acest motiv unii constructori au implementat sisteme de asistență la frânare ce mențin forța de frânare în situații de urgență.

Echipamentul ABS poate fi folosit și pentru a implementa controlul tracțiunii la accelerarea unui autovehicul. Dacă, la accelerare, pneul pierde aderența solului, ABS-ul poate detecta situația și poate aplica frânele pentru a reduce accelerarea pentru recăpătarea aderenței.

În timpul frânării de urgență, sistemul ABS trebuie să satisfacă urmatoarele cerințe:

trebuie să se adapteze foarte rapid la condițiile de aderență aleatoare;

dirijabilitate – prin acesta se înțelege că se impiedică blocarea roților din față;

decelerație maximă – se înțelege utilizarea maximă a aderenței;

stabilitate direcțională – se înțelege că se împiedică blocarea roților spate, prin reglarea presiunii de frânare spate;

gestionarea cuplului de forțe diferite care apare în timpul frânării pe o șosea cu aderență diferită la roți;

să pună la dispoziție informații în legătură cu viteza.

Figura 43 Evoluția industriei constructoare de autovehicule

Ținând seama de evoluția industriei constructoare de autovehicule s-a adoptat un sistem ABS ca echipare pentru sistemul de frânare al autoturismului din tema de proiect.

CAPITOLUL 2

Proiectarea generală a sistemului de frânare pentru autovehiculul de proiectat

Determinarea forțelor și momentelor de frânare la punți

Una dintre măsurile de securitate activă prin construcție o constituie dimensionarea corectă a dispozitivului de frânare din punctul de vedere al momentului realizat de frâna principală (de serviciu).

La stabilirea momentelor de frânare la punțile automobilului se pornește fie de la premisa că roțile ambelor punți ajung simultan la limita de blocare, la o valoare dorită a coeficientului de aderență, fie de la condiția că automobilul să realizeze o anumită decelerație maximă, impusă în tema de proiectare (prevăzută în normative).

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 automobilului relatia:

,

iar pentru momentele de frânare ale punților si ,

,

,

în care: – coeficient de aderență al drumului;

– razele de rulare ale roților.

Raza de rulare a fost calculată cu relația (luând în calcul valorile caracteristice pneului):

= 304.6 mm.

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

Din figura 4.1, a rezulta pentru reacțiunile normale dinamice la punți, neglijind efectele aerodinamice, cuplurile de inerție ale roților și rezistența la rulare, relațiile:

Considerând că frânarea are loc până la limita de aderență (), iar repartiția statică a greutății automobilului pe punți este si , rezultă pentru reacțiunile normale dinamice:

;

.

unde s-au folosit notațiile: , , .

Figura 44 Forțele care acționează asupra automobilului la frânare

Înălțimea hg a centrului de masă la diferite categorii de automobile variază între limitele: autoturisme încărcate, 0,55-0,80 m; autoturisme neîncărcate, 0,50-0,75 m.

Cunoscând reacțiunile normale pe punți, forțele de frânare la limita de

blocare se determină cu relațiile :

[daN] si

[daN].

Ținând seama de relațiile de mai sus și înlocuind valorile variabilelor ce intervin în relații (, , mm, mm, L=2615 mm, daN, a=1165 mm, b =1450 mm) s-au obținut următoarele:

1178 daN, 477.26 daN,

824.4 daN, 334 daN,

2511 daNmm, 1017 daNmm

rezultă:

3528 daNmm.

Raportul dintre forțele de frânare la punți pentru care la are loc frânarea ideală se calculează cu relația:

= 2.46.

În unele cazuri, repartiția forțelor de frânare pe punțile automobilului se exprimă cu ajutorul coeficientului de repartiție . Legătura dintre și va fi dată de relația:

.

Uneori se folosesc coeficienții și pentru a exprima repartiția forțelor de frânare și , iar legătura dintre , si va fi dată de relațiile:

= 0.712 și

= 0.288.

Raportul se determină pentru coeficienții , și considerând automobilul cu sarcină utilă completă. Pentru coeficientul de aderență se recomandă = 0,4 … 0,5 (limita superioară pentru autoturisme).

Figura 45 Variația raportului ideal al forțelor de frânare pe punți

În figura 4.2 se prezintă variația raportului ideal al forțelor de frânare pe punți în funcție de coeficientul de aderență . Din analiza figurii rezultă că pentru un anumit raport constant al forțelor de frânare are loc frânarea ideală doar pentru o singură valoare a coeficientului de aderență, la care se obține decelerația maximă și spațiul minim de frânare. Din curbele prezentate mai rezultă că abaterea maximă a spațiului de frânare de la valoarea minimă, respectiv a decelerației de la valoarea maximă se întâlnește la autocamioane. Aceasta este una dintre cauzele care explică de ce spațiul de frânare al autocamioanelor este întotdeauna mai mare decât al autoturismelor.

Alegerea corespunzătoare a raportului forțelor de frănare pe punți în cazul dispozitivului uzual cu raport constant are în vedere obținerea unui randament cât mai bun al frânării și evitarea, pe cât posibil, ca să se blocheze întâi roțile din spate. În cazul în care roțile din spate se blochează, autovehiculul își pierde stabilitatea. Chiar dacă se blochează roțile ambelor punți, este foarte important ca roțile din față să se blocheze primele, pentru ca autovehiculul să aibă stabilitate. Cu toate că prin blocarea roților din față direcția nu mai poate fi comandată, această situație este mai avantajoasă decât pierderea stabilității. Ținând seama de acest lucru, pentru zone mari ale coeficientului de aderență, dreapta D trebuie să fie situată deasupra parabolei ideale de frânare. Valoarea = 0,4 … 0,5 considerată ca acceptabilă nu satisface condiția menționată.

În cazul autoturismelor, repartiția forțelor de frânare se alege în general prin raportul = 1,3 … 1,6, ceea ce este o distribuție suficient de bună atât pentru drumurile alunecoase, cât și pentru drumurile uscate. Pentru raportul constant = 1,6 , căruia ii corespunde punctul P (v. fig. 4.1. b) are loc frânarea ideală doar pentru = 0,5. În cazul deplasării pe drumurile care au la frânare, primele se vor bloca roțile punții din față, ceea ce determină o stabilitate mai bună a automobilului pe drumurile alunecoase, iar pe drumurile uscate (>0,5) se asigură ușor limita admisibilă de frânare , fără pierderea stabilității automobilului.

Sunt unele autoturisme la care forțele de frânare ce revin celor două punți sunt aproximativ egale (). La o asemenea distributie a forțelor de frânare se mărește spațiul de frânare la frânarea intensivă pe un drum uscat (=O,6 … 0,7) și scade stabilitatea dacă frânarea are loc pe un drum alunecos (=0,2 … 0,4), în schimb uzura frânelor roților anterioare și posterioare este aproximativ aceeași.

De asemenea, pentru determinarea coeficientului de repartiție se poate

folosi următoarea relație empirică :

Trebuie menționat că raportul forțelor de frânare se modifică destul de mult, o dată cu încălzirea frânelor.

Figura 46 Valorile admise pentru coeficienții de utilizare a aderenței în cazul autoturismelor

Conform Comisiei Economice pentru Europa a O.N.U. și STAS 11960-84, decelerația relativă la frânare la toate tipurile de autovehicule trebuie să satisfacă relația:

= 0.525 , pentru 0.2.

În afara condiției de eficacitate a frânelor, autovehiculele trebuie să satisfacă și condiții de stabilitate la frânare:

Pentru menținerea stabilității la frânare s-au introdus, pe scara internațională diagrame privind repartizarea forțelor de frânare pe punți.

În figura 4.3 se prezintă valorile admise pentru coeficienții de utilizare a aderenței și conform normativelor elaborate de CE și de STAS 11960-84 pentru autoturisme.

Coeficienții de utilizare a aderenței pentru puntea din față și spate și se definesc cu relațiile:

și

.

Dacă se ține seama de expresiile reactiunilor normale la frânare, rezultă

= 0.741

= 0.462

În cazul în care se aproximează rezultă și (coeficienții de utilizare a aderenței sunt egali cu forțele tangențiale specifice de frânare).

În cazul autoturismelor se impune pentru coeficienții de utilizare a aderenței condiția:

și , pentru 0.15.

De asemenea la autoturisme trebuie ca >, respectiv > (adică puntea din față se blochează înaintea punții din spate) pentru 0.15. Totuși în gama de valori ale lui dr cuprinsă între 0,3 si 0,45 se admite o inversare a curbelor coeficienților de utilizare a aderenței ( <) cu condiția ca pentru puntea din spate această curbă să nu depășească cu mai mult de 0,05 dreapta f=( figura 4.3).

Calculul mecanismului de frânare

Calculul frânei cu disc

Momentul de frânare. În figura 4.4 se prezintă schema de calcul pentru determinarea momentului de frânare. Forța nominală pe elementul de arie dA= este , iar forța de frecare . Momentul forței de frecare elementare în raport cu centrul O va fi , iar momentul total de frecare (respective momentul de frânare) pentru perechi de suprafețe de frecare, în cazul distribuției uniforme a presiunii, se determină cu relația:

, (4.1)

în care s-a notat .

Figura 47 Schema de calcul pentru frâna cu disc de tip deschis

În practică, pentru calculul razei medii se utilizează o relație mai simplă: . Eroarea de calcul ce rezultă prin folosirea acestei relații 1-4 %.

Pentru construcțiile uzuale de frâne cu disc de tip deschis se recomandă si 2. Am ales raporutul pentru discurile roților punții față, respectiv pentru discurile roților punții spate, ținând seama de valorile de la modelele similare, iar 2. Rezultă, 125 mm pentru discurile roților punții față, respectiv 112.5 mm pentru discurile roților punții spate .

Forta normală N se determină cu relația 4.1, înlocuind valoarea momentului de frânare calculat la subpunctul 4.1.

(4.2)

unde: = 0.25…0.3 (s-a ales=0.3 ) este coeficientul de frecare, perechi suprafețe de frecare.

Din calcul au rezultat urmatoarele valori ale forței nominale:

-pentru discurile roților punții față: N= 1674 daN;

-pentru discurile roîilor punîii spate: N=754 daN.

În figura 4.5 sunt prezentate forțele care acționează asupra garniturilor de fricțiune pentru tipurile caracteristice de frâne cu disc de tip deschis.

În cazul frânei fără efect servo (figura 4.5,a), din condiția de echilibru a garniturii de fricțiune (proiecția forțelor după axa cilindrului), rezultă:

, (4.3)

, (4.4)

unde reprezintă coeficientul de frecare dintre disc și garnitură (), iar ’- coeficientul de frecare dintre bac (placă suport a garniturii) și corpul cilindrului de acționare (’). În continuare, pentru calcul s-a ales si

Figura 48 Forțele care acționează asupra garniturilor de fricțiune la frâna cu disc de tip deschis

În urma calculului au rezultat următoarele valori ale lui S:

-pentru discurile roților punții față: S= 1724 daN;

-pentru discurile roților punții spate: S= 776 daN

La frâna cu efect servo din figura 4.5, b ecuațiile de proiecții a forțelor ce acționează asupra garniturii de fricțiune sunt:

, (4.5)

(4.6)

, (4.7)

rezultă forța: . (4.8)

Efectuând calculele de mai sus au rezultat următoarele valori ale lui N și S:

-pentru discurile roților punții față: =548.2 daN; S=1447 daN;

-pentru discurile roților punții spate: =246.8 daN; S=641.6 daN.

Coeficientul de eficacitate. La frânele cu disc, pentru o dimensiune dată de janta, raza exterioară a discului este aproximativ egală cu raza unui tambur. Datorită acestui fapt, coeficientul de eficacitate la frânelor cu disc este definit de relatia:

. (4.9)

Particularizând relația 4.9 pentru frâna cu disc fără efect servo, la care ,

rezultă:

(4.10)

Notând =0.78 și considerând =2, realția (4.10) devine:

. (4.11)

În cazul frânei cu disc cu efect servo din figura 4.5, b , înlocuind pe S din relația (4.8) în expresia coeficintului de eficacitate, rezultă:

. (4.12)

Pentru calculul au fost luate în seamă următoarele valori ale variabilelor:

; =0.1; = ; =125 mm pentru discurile roților punții față, respectiv 112.5 mm pentru discurile roților punții spate;

Înlocuind în relațiile de mai sus s-au obținut următoarele valori ale coeficientului de eficacitate:

-pentru discurile roților punții față (în cazul frânei fără efect servo/cu efect servo):

E=0.52 /E=0.524;

-pentru discurile roților punții spate (în cazul frânei fără efect servo/cu efect servo):

E= 0.62/E=0.625.

Verificarea discului la solicitări mecanice

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

Presiunea pe suprafața garniturilor de fricțiune. Durabilitatea garniturilor de fricțiune se apreciază cu ajutorul presiunii dintre garnitură și disc.

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

, (4.13)

în care 2= este semiunghiul la centru al garniturii de fricțiune.

Presiunea medie admisibilă este daN/.

Efectuând calculul de mai sus s-au obținut următoarele valori:

pentru discurile roților punții față (N=1674daN,): ;

pentru discurile roților punții spate (N=754daN, ): .

Lucrul mecanic specific de frecare. Durabilitatea garniturilor de fricțiune se apreciază și cu ajutorul lucrului mecanic specific de frecare dat de relația:

, (4.14)

în care este lucrul mecanic al forțelor de frânare, iar este suprafața garniturilor 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:

, (4.15)

unde V este viteza autovehiculului la începutul frânării, în km/h.

Dacă se înlocuiește în relația (4.14), rezultă relația de calcul pentru :

[], (4.16)

[], unde =. În cazul punții față =140 mm, =100 mm; iar în cazul punții spate =125 mm, = 100 mm. În urma calculului s-a obținut valoarile: 11780 și 5534 ,rezultând 17310 .

Mai departe s-au făcut înlocuiri în relațiile de mai sus, pentru două viteze:

– pentru V= 30 km/h: 5.3 [];

– pentru V= 180 km/h: 12.1 [].

În tabelul 4.2 sunt date limitele în care variază lucrul mecanic specific de frecare la frânare în funcție de viteza de la care începe frânarea până la oprire.

Tabelul 49 Lucrul mecanic specific de frecare la frânarea autoturismelor

Puterea specifică de frânare. Puterea de frânare necesară la frânarea unui autovehicul de masă de la viteza [m/s] până la oprire, cu decelerația maximă , [] este dată de relația:

, (4.17)

iar puterea specifică:

. (4.18)

Se recomandă ca verificarea să se facă separate pentru fiecare punte, avănd în vedere distribuția forței de frânare pe punți exprimată prin coeficienții și , cu relațiile:

; (4.19)

, (4.20)

în care și reprezintă suprafețele garniturilor de fricțiune ale frânelor punții din față, respectiv spate; =0.712 și =0.288 ; ;.

Puterea specifică admisibilă depinde de tipul autovehiculului și de tipul frânei, astfel, pentru frânele cu disc de automobile kW/c.

Efectuând calculul de mai sus se obțin următoarele rezultate:

pentru puntea față: 0.595 [];

pentru puntea spate: 0.512 [].

Analizând rezultatele se constată că se îndeplineste condiția de admisibilitate.

Încărcarea specifică a garniturii de fricțiune. În unele cazuri, pentru aprecierea solicitărilor garniturilor de fricțiune, în loc de puterea specifică, se utilizează încărcarea specifică definită de relația:

[daN/]. (4.21)

Pentru frânele cu disc (la proiectare se recomandă ) [daN/c].

În continuare s-au înlocuit variabilele în relația de mai sus, obținându-se rezultatul: 9.7 [ daN/c]. Se observă că se respectă condiția de admisibilitate.

Verificarea frânelor la solicitări termice

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

Calculul termic al frânelor la frânarea intensivă. În cazul unei frânări intensive, izolate, de scurtă durată se neglijează schimbul de căldură cu exteriorul, considerându-se ca întreaga cantitate de căldură care se degajă contribuie la ridicarea temperaturii frănei 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:

, (4.22)

unde: este un coeficient ce reprezință fracțiunea din căldura produsă și preluată de disc (%); este greutatea discului; c este căldura masică; =1655 daN este greutatea autovehiculului; este numărul roților frânate; este creșterea de temperatură a discului.

Din relația de mai sus, rezultă creșterea de temperatură a discului la o frânare intensivă, izolată, de la viteza V până la oprire:

[]. (4.23)

În cazul în care diferența de regim termic al frănelor roților din față și din spate este mare, determinarea creșterii de temperatură trebuie să se facă separate pentru frânele din față și din spate, distribuind energia totală pe punți în același raport ca distribuția forțelor de frânare.

Se recomandă ca la o frânarea intensivă de la 30 km/h, până la oprirea autovehiculului, creșterea de temperatură să nu depășească 15.

Din tabelul 4.3 s-a ales căldura maximă : c = , în funcție de tipul materialului din care este confecționat discul (otel). Astfel c=0.238.

În continuare s-a determinat greutatea unui disc în funcție de soluția constructivă, de diametrul discului și de densitatea materialului. Analizând sistemele de frânare ce echipează modelele similare s-a constat că există o diferență de grosime între discurile roților de pe puntea față (discuri ventilate), comparativ cu cele de la roțile de pe puntea spate, în sensul ca ,primele, au o grosime mai mare decât cele din urmă.

Conform modelelor similare s-au adoptat următoarele grosimi pentru cele două tipuri de discuri:

28 mm, grosimea discului ventilat de la roțile de pe puntea față;

20 mm, grosimea discului de la roțile de pe puntea spate.

Volumele discurilor de frână au fost calculate cu următoarele relații:

[], (4.24)

[]. (4.25)

Făcând înlocuirile în relațiile de mai sus () rezultă următoarele valori:

0.000745 [],

0.000353 [].

Pentru a calcula masa discului de frână, s-a ales din tabelul 4.3 7780 []. Relația de calcul a masei discului este:

[kg]. (4.26)

În continuare s-au calculat, atât masa discului față, cât și masa discului spate:

5.796 [kg];

2.746 [kg].

Obținând masele celor patru discuri putem calcula greutatea acestora cu următoarea relație:

[N]. (4.27)

Prin înlocuire rezultă următoarele valori:

56.859 [N];

26.938 [N].

Înlocuind în relația de calcul a creșterii de temperatură s-au obținut următoarele valori pentru discurile față ventilate, respective spate normale:

5.12 ;

10.81 .

Calculul termic al frânelor în cazul frânării îndelungate. La frânările îndelungate se ține seama și de schimbul de căldura cu mediul exterior.

Bilanțul termic corespunzător unui interval de tip dt este dat de relația:

, (4.28)

unde: este cantitatea de căldura elementară rezultată la frânare; este cantitatea de căldură elementară cedată mediului exterior; este cantitatea de căldură elementară consumată la încălzirea discului.

Dacă se înlocuiesc cantitățile elementare de căldura , , , bilanțul termic devine:

, (4.29)

în care: este densitatea fluxului de căldură la frânarea îndelungată la începutul frânării; A este suprafata garniturii de fricțiune; este coeficientul de schimb de căldură dintre disc și aer; este suprafața de răcire a discului; este temperatura relativă a discului în raport cu mediul înconjurător; c este căldura masică a materialului din care este confecționat discul; este greutatea discului; este creșterea de temperatură.

După integrarea relației de mai sus și punând condiția inițială ca la t=0 și =0, rezultă timpul necesar pentru că temperatura discului să ajungă la o valoare dinainte stabilită:

[s]. (4.30)

Densitatea fluxului de căldură este dată de relația:

, (4.31)

în care =7 este decelerația la frânare. Înlocuind în relație s-au obținut următoarele valori ale densitătii fluxului de căldură pentru discurile față, respectiv spate:

196 [];

416 [].

În cazul frânării îndelungate, temperatura maximă a discului se poate calcula cu relația aproximativă:

, (4.32)

unde : este un coeficient de repartiție a căldurii între garniturile de fricțiune și disc (=1 dacă se consideră garniturile ca fiind izolatoare, =0.5 dacă materialele celor doua elemente sunt identice); r este densitatea materialului discului; este difuzivitatea termică în []; conductivitate termică în []; .

În urma calculului difuzivității termice (=0.00018[]) și înlocuirea acesteia în relația de calcul a temperaturii maxime a discului s-a obținut următoarea valoare:

-pentru discurile roților de pe puntea față: 333.2 [];

-pentru discurile roților de pe puntea spate: 707.4 [].

Calculul termic al frânelor în cazul frânărilor repetate.

La frânările repetate, când numărul acestora este mare, se stabilește un echilibru între căldura degajată și căldura evacuată, ajungându-se la temperatura de saturație a discului, dată de relația :

[oC] (4.33)

Unde:= temperatura mediului ambiant; s-a ales 20

= creșterea de temperatură datorită frânării;

b= coeficient ce caracterizează condițiile de răcire a frânelor;

to= intervalul dintre frânări;

b= 0.001…0.004 [s-1], valorile superioare corespund unor frâne cu ventilație mai bună, astfel încât se alege bfv= 0.004 [s-1] ( pentru puntea față ) și respectiv bs= 0.003 [s-1] (pentru puntea spate).

S-au ales următoarele valori:

Înlocuind în relația se obține :

Se observă că , care este temperatura admisibila.

La verificarea termică, temperatura de saturație nu trebuie să depășească valorile care pot modifica proprietățile garniturilor de fricțiune sau ale discului. Se recomandă ca temperatura limită să nu depășească 300 pentru cazul în care condițiile de încercare corespund cu cele prevăzute Regulamentul C.E.E. a O.N.U.

Funcționarea frânelor în mod corespunzător depinde și de utilizarea unor materiale adecvate pentru constucția acestora. În tabelul 4.3 sunt prezentate principalele caracteristici, utilizate în calculele termice, ale unor materiale folosite în construcția frânelor.

Regimul termic prezintă o mare importanță pentru funcționarea frânelor în bune condiții. Reducerea regimului termic al frânelor, în afara măsurilor enumerate, se mai obține prin:

corelarea judicioasă a diametrului exterior al discului și diametrul interior al jantei roții;

mărirea suprafeței de răcire;

realizarea unor canale radiale în discurile frânelor puternic solicitate termic(la rotirea discului se crează o ventilație a interiorului acestuia, contribuind la degajarea căldurii în mediul ambiant);

prin răcirea forțată a frânelor.

Tabelul 50 Principalele caracteristici ale materialelor folosite la construcția frânelor

Determinarea forței de frânare pentru imobilizarea autovehiculului

La dimensionarea frânei de staționare se pornește de la condiția ca forța de frânare să fie capabilă să mențina imobilizat automobilul pe panta maximă pe care acesta o poate urca sau pe o pantă egală cu aceasta la coborâre.

Forța de frânare necesară la menținerea imobilizată a automobilului pe o pantă având unghiul de înclinare este dată de relația:

. (4.34)

În cazul în care frâna de staționare este dispusă pe transmisie, momentul

necesar a fi realizat de aceasta este dat de relația:

(4.35)

în care este raportul de transmitere al angrenajului principal.

În cazul în care frâna de staționare acționează asupra tuturor roților automobilului (iar repartizarea forțelor de frânare pe punți este proporțională cu sarcinile normale), valoarea maximă a forței de frânare admisă de aderența va fi:

. (4.36)

Dacă sunt frânate numai roțile punții din spate, iar automobilul coboară

panta (caz mai defavorabil decât la urcare), atunci:

, (4.37)

unde: .

Din condiția ca rezultă valoarea pantei maxime pe care automobilul mai poate fi încă menținut imobilizat:

– în cazul în care sunt frânate toate roțile, tg = ;

– în cazul când sunt frânate numai roțile posterioare, tg=.

Înlocuind în relația de mai sus (în cazul cel mai defavorabil, adică, cazul al doilea) se obține valoarea pantei maxime limită pe care automobilul poate fi menținut imobilizat:

.

În continuare, s-a înlocuit valoarea lui în relația de calcul a lui și s-a obținut:

=420.64 [daN].

Înlocuind în relația lui a rezultat următoarea valoare:

= 1120.456 [daN].

În figura 4.6 se prezintă valoarea pantei maxime pe care automobilul poate fi menținut imobilizat cu frâna de staționare. După cum rezultă din figura, autoturismele pot fi menținute imobilizate pe o pantă nu prea mare. În cazul automobilelor cu capacitate mare de trecere de tipul 4×4, la care distribuția sarcinii pe punți este asemănătoare cu cea de la autoturisme, frâna de staționare acționează asupra tuturor roților.

Figura 51 Valoarea pantei pe care automobilul poate fi menținut imobilizat cu frâna de staționare

Alegerea tipului frânei propriu-zise și a transmisiei dispozitivului de frânare

În prezent, la automobile, ca frâne de serviciu se utilizează frâne cu tambur și doi saboți interiori (articulati sau flotanți), frâne cu disc de tip deschis (la autoturisme și unele autocamioane și autobuze ușoare) și, mai rar, frâne cu disc de tip închis.

Alegerea tipului frânei de serviciu se face în funcție de tipul automobilului și de caracteristicile funcționale și de eficacitate ale diferitelor tipuri de frâne. În tabelul 4.4 se prezintă unele recomandări cu caracter orientativ pentru alegerea principalelor caracteristici ale dispozitivelor de frânare ce corespund cel mai bine diferitelor tipuri de automobile. De asemenea, mai sunt necesare următoarele recomandări: în cazul autoturismelor mijlocii și mari, dacă nu se poate utiliza o transmisie cu servomecanism se va evita folosirea frânelor cu disc; se va prefera solutia "duo-servo", soluției "uni-servo"; la automobilele prevăzute a fi echipate cu dispozitive de reglare a forței de frânare în funcție de sarcină se va evita utilizarea frânelor servo.

Pentru frânele de staționare se utilizează la automobile, ca frâne pe transmisie, frânele cu tambur și bandă exterioară, frânele cu disc de tip deschis sau frânele cu tambur și saboți interiori. La autoturisme pentru frâna de staționare se utilizează în general, frânele de serviciu ale roților din spate, acționate independent printr-o transmisie mecanică.

Alegerea transmisiei pentru frâna de serviciu se face conform recomandărilor din tabelul 4.4, în funcție de categoria automobilului. În cazul automobilelor aflate în zonele de trecere de la o categorie la alta, la alegerea tipului de transmisie se va ține seama de cost, tipizarea fabricației etc. În cazul în care nu există recomandări speciale se vor prefera schemele cu mai multe circuite și mai multe conducte, datorită fiabilității sporite.

Transmisia frânelor de staționare în cazul autoturismelor; autocamioanelor și autobuzelor mici și mijlocii este de mecanic, datorită simplității constructive și fiabilității ridicate. Trebuie menționat însă că transmisia mecanică, nu poate realiza, cu eforturile și cursele uzuale, performanțele impuse frânelor de staționare ale autobuzelor și autocamioanelor cu masă mare. Datorită acestui fapt transmisia frânei de staționare, mai ales dacă aceasta are și rolul de frână de siguranță, se prevede cu un servomecanism

sau se adoptă de tipul pneumatic.

Deoarece reglarea jocului dintre suprafețele de frecare este mai dificila în cazul unei frâne de staționare pe transmisie, se va prefera, ori de cate ori este posibil, frâna de staționare pe roțile motoare.

Calculul transmisiei hidraulice

Calculul se face pornind de la forțele necesare pentru acționarea saboților sau bacurilor în cazul frânelor cu disc.

Diametrul cilindrului de lucru (de acționare) se determină, dupa ce, în prealabil, a fost adoptată presiunea lichidului p, cu relația:

, (4.38)

unde: S este forța de apăsare a plăcuțelor de fricțiune;

p este presiunea lichidului (se admite [daN/], la calcule

p= 35…45 [daN/]).

Cu cât presiunea p are o valoare mai ridicată, cu atât cerințele impuse conductelor de legătură sunt mai severe, dar în schimb elementele componente ale ale dispozitivului de frânare vor fi mai compacte.

În continuare, înlocuind în relația de calcul a diametrului de lucru, valoarea adoptată a lui p = 40 [daN/] și valorea forței de apăsare a plăcuțelor de fricțiune

S =1674 daN, s-a obținut:

= 73 mm.

Forța la pedală , care realizează cu ajutorul cilindrului principal presiunea p din circuitul hidraulic, se determină cu relația:

, (4.39)

unde: este raportul de transmitere al pedalei (uzual = 3.5…6); este raportul de transmitere hidraulic; este diametrul cilindrului principal; este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru (pentru calcul = 0.90…0.95).

S-a adoptat valoarea diametrului cilindrului principal =18 mm și înlocuidu-se în relația de calcul a raportului de transmitere hidraulic s-a obținut: = 4 . Mai departe, s-a adoptat valoarea randamentului transmisiei hidraulice, = 0.95 și valoarea raportului de transmitere a pedalei, = 6. Înlocuindu-se în relația de calcul a forței la pedala s-a obținut:

= 73.4 daN.

Forța maximă admisibilă la pedala de frâna este de 50…75 daN în cazul autoturismelor, în funcție de dispunerea elementului de comandă în raport cu scaunul conducătorului. Datorită faptului că numărul frânărilor intensive nu depășește 5…10 % din numărul total al frânărilor, forța maximă la pedală se admite cu mult mai mare decât în cazul ambreiajelor.

Tabelul 52 Caracteristici constructive ale dispozitivelor de frânare pentru diferite tipuri de automobile

* Simboluri utilizate: D-duplex; DD- duo-duplex; Se- servo; Si- simplex.

CAPITOLUL 3

Diagnosticarea sistemului de frânare al autovehiculului

Modificarea stării tehnice a sistemului de frânare și stabilirea parametrilor de diagnosticare

Modificarea stării tehnice a sistemului de frânare

Simptomatica defecțiunilor produse la instalația de frânare este diferită în funcție de organul care o determină și se concretizează prin felul cum se produce frânarea, astfel:

— frâna nu este eficientă, este „slabă" sau nu acționează mecanismele de frânare;

— frâna funcționează cu frecare, deși pedala de frână este în repaus;

— la frânare, automobilul se deplasează într-o parte;

— pe timpul deplasării se blocheazâ una sau toate rotile;

— frânarea se întrerupe (trepidează) și automobilul smucește; frânarea este însoțită de zgomote.

O bună parte din defecțiuni sunt comune pentru toate tipurile de instalații (cu comandă hidraulică sau pneumatică). De aceea, în cuprinsul acestui subcapitol se vor trata în primul rând defectiunile asemănătoare, apoi cele particulare fiecărui sistem de comandă.

Frâna nu este eficientă, este slabă sau nu funcționează

Defecțiunea se poate constata cu ușurință prin verificarea practică a frânei după plecarea de pe loc (în primii 10—20 m). De altfel această verificare este indicat să se facă întotdeuna înainte de plecarea în cursă. Pana este efectul unor defectiuni multiple care se referă la :

-reglajul incorect al frânelor,

-la deteriorarea, uzarea sau desfacerea unor organe,

-la pierderile de lichid sau de aer, în cazul instalațiilor hidraulice și, respectiv, pneumatice.

Reglarea incorecta a frânelor poate însemna:

– cursa liberă a pedalei prea mare;

– joc mărit între saboți și tambur,

– slăbirea piulițelor de reglare sau a arcurilor, la frânele cu reglare automată (la frânele cu discuri);

– strângerea excesivă a piulițelor de reglare, care impiedică apropierea saboților de tambur;

– prinderea și reglarea incorectă a saboților la buloanele de pivotare.

Defecțiunile se pot înlătura și pe drum, prin reglarea cursei libere a pedalei (fig. 5.1) și a jocului între saboți și tambur; în mod similar se poate efectua reglarea piulițelor la frânele cu reglare automată.

La reglarea cursei libere, de exemplu la autoturismul DACIA 1300, se va proceda astfel: după deblocarea contrapiuliței 1 din capul tijei impingătoare 2, se rotește tija 2 pâna ce la pedala de frână se realizează un joc de 5 mm, care corespunde unui joc intre capul tijei și capul pistonului 3 al cilindrului principal de 0,5 mm; se blochează contrapiulița 2, apoi se verifica din nou cursa pedalei de frana (5 mm).

Figura 53 Reglarea cursei libere a pedalei de frână

Garniturile de ferodou ori plăcuțele de la discuri uzate se constată prin faptul că la apăsarea pedalei nu se mai realizează frânarea automobilului.

Remedierea: pe parcurs se poate executa o remediere provizorie prin micșorarea jocului între sabot și tambur (daca aceasta mai este posibilă), în caz contrar defectul poate fi remediat numai la stația de întreținere, prin înlocuirea garniturilor de ferodou.

În ceea ce privește frânele disc, cea mai frecventă intervenție este inlocuirea plăcuțelor uzate, operațiune ce trebuie efectuată în momentul cand grosimea totala a placutelor (inclusiv suportul metalic pe care este lipit materialul antifrictiune) a ajuns sub 6 mm (5,5 mm la DACIA 1100 si 6 mm la DACIA 1300). Nu se va admite folosirea unor plăcuțe de fabricație diferite sau schimbarea numai la o singură roată (schimbarea lor se va face odata la ambele roti ale aceleiași punți).

Operațiunea de schimbare a plăcuțelor este indicată a se efectua la stația de întreținere.

Tamburele uzate, subțiate și cu șanțuri constituie defectiuni cu urmări similare cu cele ale garniturilor uzate sau ale saboților centrati gresit. Remedierea: nu se poate efectua decât la stația de întreținere prin înlocuirea tamburului. Deplasarea mai departe se face numai după ce se reglează distanța dintre sabot și tambur, și cu o viteză relativ mică.

În cazul saboților uzați, greșit centrați, deformați sau montați invers remedierea se face numai la stația de întreținere.

Deteriorarea sau uzarea garniturilor pistoanelor de la pompa centrală de frână sau de la cilindrul mecanismului de frânare poate avea loc și datorită folosirii unui lichid necorespunzător sau în care a patruns benzină, petrol sau uleiuri minerale. Ca urmare, la apăsarea pedalei de frână, lichidul în loc să fie trimis spre cilindrii roților sau să împingă pistonașele cilindrului de la roata, scapă pe lângă garnituri, astfel ca frânarea nu se mai realizează.

Remedierea: nu se poate face decât la stația de întreținere prin demontarea cilindrilor sau a pompei centrale, prin curățirea asperităților aflate în cilindri și prin înlocuirea garniturilor, prin spălarea instalației și prin introducerea unui lichid de frână nou.

Aerul sau vaporii în conducte ori pierderile de lichid din instalații se datorează:

-lipsei de lichid din instalație;

-folosirii exagerate și îndelungate a frânelor, din care cauză, datorită încălzirii, alcoolul etilic sau metilic se evaporă și formează dopuri;

– desfacerii, fisurării sau deteriorării racordurilor, garniturilor cilindrilor sau conductelor metalice.

Remedierea: unele defecțiuni se pot înlătura pe parcurs prin completarea lichidului și prin evacuarea aerului sau a vaporilor din conducte. În cazul în care racordurile sau conductele sunt fisurate sau deteriorate, remedierea se face la prima stație de întreținere.

Pentru înlăturarea aerului din instalație se începe, de regulă, cu roata cea mai depărtată de pompa centrală de frână.

Evacuarea aerului se face cu aparate speciale; în lipsa lor se va proceda astfel:

— se desface dopul rezervorului pompei centrale de frână (rezervorul de compensație) și se umple cu lichid (nivelul normal al acestuia nu trebuie să fie mai jos de orificiul de umplere);

— la cilindrul de frănă de la roata cu care începe evacuarea aerului se introduce în locul șurubului-dop ștuțul unui furtun de cauciuc lung de 350- 400 mm, al cărui capăt se pune într-un vas de sticlă cu capacitatea de 0.5 l, plin până la jumatate cu lichid de frână; se desface ventilul (supapa) de evacuare a aerului cu 1/2—3/4 rotații și se apasă repede pedala de frână, dupa care se lasă să revină lent; în acest timp vasul de lichid se ridică la o înălțime mai mare decât cea a ventilului de evacuare; operația se repetă de câteva ori, până când se constată că în vas nu mai apar bule de aer;

— se apasă pedala de frână la refuz și se montează la loc șurubul dop al cilindrului de frână de la roata verificată, după care se continuă scoaterea aerului la celelalte roți, în mod asemănător, fără a permite ca în rezervorul pompei centrale lichidul să scadă sub nivel (la nevoie se completează).

Înlăturarea vaporilor de alcool formați se face prin răcirea instalației mecanismului de frănare, după care se verifică nivelul lichidului de frână în rezervorul pompei centrale și, la nevoie, se adaugă lichid. Dacă nu se realizeaza frânarea corespunzătoare, se procedează ca la evacuarea aerului din instalație. Pierderile de lichid pot fi înlăturate pe parcurs doar parțial, întrucât ele se datoreaza deteriorării unor organe care nu pot fi înlocuite decăt la stația de întreținere. În primul rând se caută locul unde se produce scurgerea de lichid, prin observarea tuturor roților sau a cilindrului principal în timp ce o altă persoană apasă pe pedala de frână (cu condiția ca în rezervorul pompei centrale să se găsească lichid).

Frâna funcționează cu frecare, deși pedala de frână este în repaus

Cauzele acestei defecțiuni sunt:

reglajul incorect al saboților, astfel ca garniturile freacă cu toata suprafața sau parțial pe tambur;

arcurile de readucere rupte sau slăbite;

Articulațiile saboților foarte dure;

pistoanele cilindrilor de frânare de la roți sunt acoperite de gome, ceea ce face ca, la împingerea saboților, pistoanele să ramână într-o situație de blocare;

orificiul de compensare de la cilindrul principal este înfundat, nepermițând lichidului să revina în rezervor astfel ca saboții vor continua să stea împinși spre tambur;

lichidul este necorespunzător, se scurge greu;

pedala este incorect montată sau reglată;

supapa de siguranță dereglată, racorduri slăbite.

Remedierea: unele defectiuni se pot înlătura parțial pe traseu (reglarea distanței între saboți și tambure, verificarea și reglarea pedalei).

La frânare, automobilul se deplasează într-o parte

Fenomenul se datorează, în general, dereglării mecanismului de frănare, precum și unor defecțiuni ale instalației de frânare, cum ar fi:

montarea unor garnituri necorespunzătoare sau diferite;

folosirea unor arcuri de readucere a saboților prea rigide la una dintre roțile din față;

existența unor tambure excentrice;

înfundarea, deformarea sau fisurarea racordului flexibil al conductei, înțepenirea unui piston al unui cilindru de frână, scurgerea de lichid de la o roată;

pătrunderea unsorii sau a petrolului la garniturile de ferodou ale unei roți (defecțiune care se poate remedia și prin spălarea garniturii cu benzină);

spargerea membranei sau înțepenirea pistonului cilindrului de frânare al unei roți;

presiunea în anvelope diferita (remediată prin verificarea și prin aducerea aerului din anvelope la presiunea corespunzătoare).

Remedierea: majoritatea acestor defecțiuni sunt remediate la stația de întreținere.

Blocarea roților

Până poate apărea la una sau la toate roțile pe timpul deplasării sau după efectuarea frânării, chiar dupa ce conducatorul auto a eliberat pedala de frână. Ea este urmată de imposibilitatea pornirii automobilului de pe loc, de uzura și spargerea anvelopei roții blocate sau de încălzirea excesivă a roții și este determinată de următoarele cauze:

înțepenirea sau griparea pistonului cilindrului uneia sau mai multor roți;

ovalizarea tamburelor de frână;

înfundarea racordului flexibil;

deteriorarea sau slăbirea arcului saboților de frână.

Înțepenirea sau griparea pistonului cilindrului uneia sau mai multor roți, care se produce după eliberarea pedalei, când arcul de readucere a saboților nu îi mai poate îndepărta de tambure. Defecțiunea se descoperă prin atingerea tamburelor, care vor fi încălzite.

Ovalizarea tamburelor de frână este o defecțiune cauzată de funcționarea îndelungată fără reglarea jocului între saboți și tambur, de fabricarea acestora dintr-un material necorespunzător sau de prelucrarea incorectă. Defecțiunea se constată prin aceea că, la apăsarea ușoară a pedalei de frână, saboții se deplasează în sus și în jos, iar la apăsarea bruscă roata sau roțile se blochează.

Înfundarea racordului flexibil se datorează deformării stratului de cauciuc de la interior, ceea ce face ca lichidul impins prin apăsarea pedalei de frână să nu mai poată fi trimis înapoi sub acțiunea arcului de readucere. În această situație roata respectivă ramâne blocată.

Deteriorarea sau slăbirea arcului saboților de frână face ca saboții să nu se mai îndepărteze de tambur după frânare, ceea ce antrenează blocarea roții și încălzirea tamburului. Un fenomen similar se produce și când axul camei de îndepărtare a saboților este gripat.

Frânarea se întrerupe (trepidează) și automobilul smucește

Până face incomodă calatoria și se datorează faptului că garniturile de ferodou sunt unse, sunt prea lungi sau prea dure, iar capetele lor nu au fost pilite. Efecte asemănătoare se produc și din următoarele cauze:

fixarea necorespunzătoare a garniturilor de ferodou pe saboți, dereglarea saboșilor la articulațiile de pivotare (jocuri mari) sau ovalizarea tamburelor;

existența unor jocuri mari la rulmenții roților sau la arborii planetari;

strângerea excesivă și inegală a piulițelor roților;

jocul excesiv al arcurilor suspensiei;

deformarea arborilor planetari, lovirea sau deformarea tamburelor.

Remedierea: toate aceste defecțiuni se elimina numai la atelier; continuarea deplasării se face cu atenție, folosind mai mult frâna de motor.

Frânarea este însoțită de zgomote

Deși se realizează frânarea automobilului, totuși zgomotele care o însoțesc deranjează pe călători, micșorand confortul. De obicei zgomotele sunt asemănătoare unor „scârțâituri" ascuțite și puternice, uneori fiind întovărășite de vibrații.

Pana este efectul mai multor cauze, printre care se enumera:

uzura excesivă a garniturilor de ferodou;

pătrunderea unsorii amestecate cu praf, uscarea acesteia și lustruirea suprafeței garniturilor;

folosirea unor tambure cu pereți de grosimi diferite sau ovalizarea acestora;

slăbirea arcului de readucere a saboților de frână;

utilizarea unei garnituri de fricțiune dintr-un material mai dur,care formează un praf fin la frecarea cu suprafața tamburului, praf care nu poate fi evacuat;

întrebuințarea unor discuri de frână prea elastice sau insuficient strănse în șuruburile de fixare;

negresarea articulațiilor;

fisurarea discului de frână sau deteriorarea acestuia;

existența unei presiuni insuficiente la frână datorită utilizării unui lichid prea vâscos.

Metode de diagnosticare a sistemului de frânare

În prezent sunt folosite o multitudine de moduri de diagnosticare care ofera grade diferite de acuratețe. În continuare se vor prezenta principalele avantaje ale următoarelor moduri de diagnosticare: testul pe drum, inspecție vizuală, standul cu plăci și standul cu rulouri.

Testul pe drum

Testul pe drum este cea mai răspândită metodă pentru a verifica starea sistemului de frânare. În timpul diagnosticării tehnicianul conduce autovehiculul, apasă pedala de frână și vede rezultatul. Acest test poate fi efectuat pe drumurile publice sau în curtea unui atelier de reparații.

Testul pe drum, deși este cel mai răspândit test pentru frână este unul dintre cele mai imprecise teste și se bazează pe experiența conducătorului și pe aprecierile acestuia.

Pentru a îmbunătăți rezultatele testului, cele mai sofisticate teste pe drum sunt efectuate pe suprafețe măsurate, pe drumuri nefolosite. Recomandările constructorilor spun că aceste teste să se efectueze la o viteza de aproximativ 30 km/h. Conducătorul observă comportamentul autovehiculului: vibrații, zgomote și va măsura distanța de frânare.

Avantajele acestei metode de diagnosticare:

fiind un test dinamic tehnicianul observă exact ce se întamplă cu autovehiculul;

dacă este măsurată distanța de frânare se pot interpreta exact rezultatele;

nu implică costurile unui service auto.

Dezavantajele testului pe drum sunt:

se bazează mult pe aprecierea, experiența și îndemânarea conducătorului;

viteza, forța la pedală, momentul frânării variază de la o încercare la alta;

diagnosticarea pe drum depinde foarte mult de condițiile de drum și vreme.

Inspecția vizuală

Este cea mai comuna metodă de verificare a sistemului de frânare, efectuându-se rapid și constând în verificarea tuturor roților.

Avantaje:

tehnicianul observă și monitorizează sistemul de frânare, această metodă fiind singura în care se poate observa grosimea saboților și a plăcuțelor. Chiar și în cazul vehiculelor cu indicatori de uzură, o inspecție vizuală reprezinta o metodă sigură de verificare a sistemului de frânare;

în timpul inspecției vizuale, tehnicianul poate observa defecte ale tamburului, plăcuțelor de frână, scurgeri de lichid de frână (datorită unor ruperi sau deteriorari ale furtunelor și conductelor de frână);

tehnicianul poate compara uzura stânga- dreapta, față –spate.

Inspectia vizuală este adesea asociată cu testul de drum, ceea ce permite tehnicianului sa examineze actualul sistem de frânare în funcție de indicatorii de uzură.

Dezavantaje:

în afara de măsurarea indicatorilor de uzură, rezultatele inspecției vizuale sunt adesea subiective; dacă nu se stabilesc standarde pentru acești indicatori este dificil a stabili o uzură acceptabilă;

nu se poate realiza verificarea funcționării sistemului de frânare în cadrul inspecției vizuale, de aceea sistemul de verificare vizuală este însoțit de cele mai multe ori de un test rapid de drum.

Figura 54 Inspecția vizuală

Standul cu plăci

Figura 55 Standul cu plăci

Standul de diagnosticare cu plăci este fomat din 2 sau 4 plăci din oțel echipate cu senzori de forță, montate în podeaua atelierului, având atașat o unitate electronică pentru procesarea datelor. De obicei, standul este prevăzut și cu un senzor pentru a inregistra forța la pedală. În timpul testării un tehnician conduce autovehiculul cu o viteză cuprinsa intre 8 – 12 km/h (viteza recomandată de constructor) și apoi acționează frâna. Senzorii de forță furnizează informații cu privire la forța de frânare, către calculator. Acesta înterpretează informațiile și le expune pe monitor. Unele sisteme pot înregistra grafice individuale în legătură cu forțele de frânare pentru fiecare roată. Aceste grafice sunt interpretate, furnizănd informații cu privire la performanțele de frânare. De asemenea standul dispune și de o imprimantă ce are menirea de a furniza informația scrisă.

Astfel, utilizand un calculator si un sistem cu placi se poate simula mersul pe drum observand dezechillibrul fortelor de franare la roti.

Avantaje:

principalul avantaj al acestui mod de diagnosticare este acela că poate oferi rezultate exacte și imediate asupra forțelor de frânare față-spate și laterale. Graficele indică operatorului cum se comportă fiecare roată în timpul frânării, astfel acesta putând să identifice mai ușor problemele;

prin această metodă de diagnosticare tehnicianul poate testa dezechilibrul, eficacitatea, decelerarea în mai puțin de 30 de secunde, făcându-l astfel cel mai eficient sistem de diagnosticare disponibil.

Dezavantaje:

simulând condițiile de drum în interiorul atelierului, tester-ul cu platouri oferă cele mai rapide și concludente rezultate cât și cele mai reale date cu privire la dezechilibru; totuși nu există substitut pentru inspecția vizuală unde pot fi detectate scurgeri de lichid de frână, uzura garniturilor sau nivelul lichidului de frână; de asemenea alte defecte ocazionale cum ar fi ovalitatea discurilor, tamburului sau ineficacitatea sistemului de frânare în urma supraîncălzirii vor trebui testate cu ajutorul altor sisteme de diagnosticare, nu cu acest stand.

Standul cu rulouri

Figura 56 Tester dinamic

Cunoscut și sub numele de tester dinamic, standul cu role este un dispozitiv foarte folosit în atelierele de diagnosticare. Acesta este format din două role comandate de motoare electrice în podeaua atelierului. Sistemul testează forța de frânare a fiecărei axe de încărcare în parte.

Sunt și standuri cu patru role, fiind capabile să testeze axele față-spate simultan. De obicei ruloul din față este fix, iar cel din spate este mobil pentru a putea și reglat în funcție de ampatamentul autovehiculului.

În timpul testării, vehiculul este așezat pe rulouri la o vitează de 3-6 km/h (viteza recomandată de constructor), roțile autovehiculului sunt învârtite cu ajutorul standului, se acționează frâna, iar standul cu rulouri măsoara forța de frânare pentru fiecare roată. Rezultatele sunt afișate pe un monitor ce echipează standul de frânare. Unele standuri, oferă grafice care furnizează informații despre forța de frânare pentru fiecare roată în funcție de timp și forța de apăsare la pedală.

Pe acest tip de stand se poate testa și frâna de staționare.

Avantaje:

furnizează informații precise în urma măsurătorilor;

tehnicianul poate menține constantă forța de apăsare a pedalei de frână atâta timp cât este necesar pentru a verifica sistemul de frânare;

această metoda facilitează depistarea problemelor ce țin de ovalitatea discurilor;

având în vedere faptul că sistemul de frânare se încălzește este posibil să se identifice și probleme legate de eficacitate și supraîncălzire.

Dezavantaje:

principalul dezavantaj îl constituie imposibilitatea de a ține cont de încărcarea pe axe; în consecință nu poate măsura dezechilibrul real față-spate;

sistemul nu poate verifica cu acuratețe performanțele tuturor componentelor active în timpul procesului de frânare;

deoarece testarea se realizează la viteze mici nu se pot diagnostica sistemele auxiliare ale sistemului de frânare (exemplu: ABS);

nu pot fi testate autovehiculele cu tracțiune integrală;

deoarece sistemul este încastrat în podea, este dificil de reamplasat datorită costurilor ridicate.

Stabilirea parametrilor de diagnosticare

Principalele elemente ce caracterizează frânarea sunt: decelerația realizată în timpul frânării d [m/s2]; distanța de frânare S[m] și forța de frânare Ff [N]. Măsurarea unuia dintre acești parametri poate da informații mai mult sau mai puțin complete asupra stării instalației de frânare.

Principalele simptome și cauze probabile ale defectării sistemelor de frânare sunt prezentate în tabelul 57.

După cum rezultă din analiza acestui tabel, parametrii de stare tehnică ai sistemului de frânare cu acționare hidraulică sunt: starea garniturilor de frecare și a tamburilor (discurilor), jocul dintre aceste piese, starea cilindrilor, pistonașelor și garniturilor pompei centrale și cilindrilor receptori, starea arcurilor de rapel, conductelor și îmbinărilor, calitatea și cantitatea lichidului de frână, existența aerului în sistem etc.

Diagnosticarea sistemului de frânare se poate realiza fie în condiții de deplasare a automobilului pe drum, fie în atelier, cu ajutorul standurilor specializate.

Tabelul 57 Simptomele și cauzele defectării sistemelor de frânare

Cele mai simple determinări de acest tip sunt cele ce urmăresc măsurarea decelerației maxime, cu ajutorul decelerometrelor. Acestea sunt aparate simple, de tip inerțial cu masă lichidă sau solidă, care se fixează pe podeaua automobilului, pe parbriz sau în alt loc vizibil. Unele decelerometre, cu constructie mai evoluată, permit înregistrarea variației decelerației în timp.

În lipsa altor prevederi, se poate considera că frâna de serviciu este eficace dacă decelerația înregistrată are cel putin următoarele valori:

♦ autoturisme – 5,0 m/s2;

♦ autovehicule cu masă maximă până la 3.500 kg. – 4,5 m/s2;

♦ autovehicule cu masă maximă peste 3.500 kg. – 4,0 m/s2.

Frâna de staționare se consideră în bună stare dacă la acționarea acesteia decelerația automobilului este de cel puțin 2 m/s2.

Un alt parametru de diagnosticare a stării tehnice generale a sistemului de frânare îl constituie spațiul minim de frânare. Determinarea acestuia se face cu ajutorul dispozitivului tip "roata a 5-a". Este de remarcat faptul că, prin cronometrarea duratei procesului de frânare, la utilizarea roții a 5-a devine posibilă și determinarea decelerației medii.

Condițiile tehnice și metodele de încercare pentru frânarea vehiculelor sunt precizate pentru țara noastră în standardul 11960-89 care corespunde Regulamentului Comisiei Economice pentru Europa a ONU nr. 13, seria de amendamente 05. Aceste reglementări prevăd trei categorii de încercari: de tip O, de tip I și de tip II.

Schema de principiu a instalației de diagnosticare

Instalația de diagnosticare este reprezentata de standul de forță cu rulouri. Acest tip de stand are cea mai largă răspândire datorită prețului mai accesibil în raport cu cel al celorlalte standuri, pericolul de accidentare mai scăzut și posibilităților de realizare atât a diagnosticării stării tehnice generale, cât și a diagnosticării pe elemente a sistemului de frânare.

Schema constructivă a unui astfel de stand este prezentată în figura 58.

Construcție și funcționare

Un astfel de stand este format din două module identice, plasate simetric în raport cu axa longitudinală a automobilelor ce vor fi diagnosticate la respectivul post de lucru. Electromotorul asincron 1 antrenează prin intermediul cuplajului 2 reductorul 3 a cărui carcasă este montată pe lagăre. Momentul amplificat de reductor este transmis printr-un alt cuplaj unuia din rulourile 5. Acesta din urmă este cuplat cu celălalt printr-o transmisie cu lant 9.

Tabelul 58 Stand de forță cu rulouri

Pentru a se asigura o aderență maximă între roata automobilului 7 și rulourile 5 confecționate din oțel (coeficient de aderență 0.6-0.7), acestea sunt fie acoperite cu un strat de bazalt, beton sau materiale sintetice, fie respectivii cilindri sunt prevăzuți cu proeminențe axiale. Forța de apăsare a roții se transmite celor două rulouri prin rezultantele radiale R’ și R”. La acționarea mecanismului de frânare al roții se dezvoltă forțele tangențiale ,respectiv, care însumate, reprezintă forța de frânare pentru roata respectivă:

+ = .

și , acționând la o distanță egală cu raza ruloului față de axa de rotație a acestuia, vor genera un moment de frânare:

Mfr = (F'fr+ F"fr) Rrulou = .

Acesta este aplicat la ieșirea din reductor. Datorită raportului de transmitere ired și randamentului ηred ale reductorului, între Mfr și momentul Mm produs de electromotor există relația:

Mm=Mfr/.

Diferența dintre Mrr și Mm ar trebui să fie preluata de suporturile carcasei reductorului. Aceasta însă, fiind montată pe lagare, tinde să se rotească necontrolat. Pentru a impiedica acest lucru, pe carcasa este fixată tija 4 a cărei extremitate liberă se sprijină pe un dispozitiv de măsurare a forței de apăsare F. În această situație, echilibrul momentelor ce acționează asupra reductorului este descris de ecuația:

Mm+=Mfr,

în care l este brațul forței F (distanța de la forța la axa de rotație a carcasei reductorului).

Blocarea roților în timpul încercării este un fenomen nedorit din două motive; ea conduce la reducerea coeficientului de aderență al roții la rulouri și, implicit, a forței de frânare; pe de altă parte, în momentul blocării roții apare tendința de expulzare a roții automobilului de pe rulouri. Acesta din urmă efect devine evident în special la încercarea frânei de staționare care acționează, de regulă, asupra roților unei singure punți a automobilului; celelalte roți aflate pe podeaua atelierului nefiind frânate, se poate produce evacuarea automobilului de pe stand.

Pentru a preveni acest fenomen, standul este prevăzut cu rola 6 menținută în contact permanent cu roata automobilului de către forța elastică a arcului 8. Rola este prevăzută cu un traductor de mișcare de rotație, care va identifica cu promptitudine tendința de blocare a roții. În acest moment se va emite o comandă care va reduce curentul de excitație al electromotorului, micșorând astfel momentul sau motor și prevenind expulzarea roților automobilului de pe stand.

Simultan se va aprinde o lampă de semnalizare la panoul standului, anunțând prin acesta că testul s-a încheiat. Sistemul electronic al standului va afișa valoarea maximă a forței de frânare înregistrată pentru fiecare din roțile punții aflata la un moment dat pe stand.

Proiectarea de detaliu a standului cu role pentru verificarea sistemului de frânare la autoturisme tip SFR1

În continuare s-au analizat principalele componente ale standului:

I.Stand testare frâne (parte mecanică)
-Diametrul rolelor: 200 mm
-Lungimea rolelor: 700 mm
-Viteza periferică: 5.1 km/h
-Rolele au îmbrăcăminte asfaltică
-putere electrică motor: 2×3.7 KW
-alimentare electrică: 380V/50Hz

II. Dispozitiv măsurare efort pedală
-Forța pe pedală: 0…..100 daN
-Valoare cifră afișată: 0.1 daN
-Clasa de elasticitate: 2%

III. Dispozitiv cântărire greutate pe punte
-Lunigme: 2100 mm
-Lățime : 700 mm
-Înălțime: 400 mm
-Greutate maximă: 3 t
-Rezoluție: 1Kg
-Clasa de elasticitate: 2%

III. Dispozitiv cântărire greutate pe punte
-Lunigme: 2100 mm
-Lățime : 700 mm
-Înălțime: 400 mm
-Greutate maximă: 3 t
-Rezoluție: 1Kg
-Clasa de elasticitate: 2%

IV. Dispozitiv analogic vizualitate forța de frânare tip ceas
-Domeniul de afișare 0…..600 daN

V. Unitate centrală de comandă; achiziție și prelucare de date
-Unitate centrală cu transmitere serială RS232 SPRE P.C.
-Bloc automatizare stand role cu opțiunea 4×4
-PC, Monitor color 17", tastatură, mouse
-Imprimantă A4
-Soft editare buletin verificare conform cerințelor R.A.R. și R.N.T.R.
-Telecomandă

Alegerea standurilor de diagnosticare presupune cunoașterea puterii care este necesar să fie absorbită de instalație , a razei rulourilor și a distanței între acestea l.

Pentru orientare, în figura 5.3 se prezintă creșterea procentuală a cheltuielilor de producție și instalare ale standurilor de frânare în funcție de diametrul rulourilor. Din aceste motive raza rulourilor se limitează în domeniul stabilit empiric =(0.4…0.6), valorile marginale fiind 100…500 mm.

Distanța de montare dintre axele rulourilor l influențează stabilitatea automobilului pe stand în timpul probelor, precum și ușurința iesirii sale de pe instalație.

Figura 59 Dependența dintre cheltuielile Figura 60 Schema standului cu rulouri

de producție și diametrul rulourilor

Din considerente geometrice se poate scrie că distanța dintre axele rulourilor l, este (figura 60):

,

,

tg(α)==0.8-0.026=0.774.

S-a constatat experimental că valoarea coeficientului de rezistență la rulare pe standurile de încercări este cuprinsă între 0.026 și 0.028.

Puterea unuia din cele doua electromotoare ale unui stand este:

=K,

unde: K- coeficient de suprasarcină;

V- viteza, în Km/h;

– valoarea maximă a forței de frânare a unei roți.

Acest din urmă parametru se poate exprima în funcție de cea mai mare sarcină pe roata a automobilului și de coeficientul de aderență al roții pe stand, :

= .

Considerând cunoscut, pentru un anumit automobil, coeficientul de repartizare statică a greutății pe punți și greutatea automobilului G ,rezultă pentru o roată:

= /2.

În cazul roților jumelate, se consideră că acestea formează o singură roată deoarece amândouă vor fi acționate de același electromotor. Ele aflându-se pe o singură pereche de rulouri.

În final se obține: =(K/7.2).

Se consideră o anvelopa 195/65 R 15 S, pentru care raza de rulare este =304.6 mm.

=304.6 = 121.84 mm.

Distanța dintre axele rulourilor este:

,

[mm].

Valoarea maximă a forței de frânare a unei roți este:

= 540 daN.

La efectuarea acestui calcul s-a considerat un automobil cu masa maximă de 3000 daN, cu coeficientul de repartizare statică a greutății pe punți fiind = 0.45.

Puterea unuia dintre cele două electromotoare ale standului este:

== 8.25 kW.

Verificare

-se determină :

=

=5 km/h=1.38 m/s

= 121.84 mm= 0.12184 m

= = 101.94 rot/min

==10.67 rad/s

-în continuare se va alege un motor electric cu puterea de cel puțin 8 kW. Din gama producătorului de motoare electrice Bega Electromotor s-a ales motorul ATD132M 2/4A, cel de 8.5 kW, cu următoarele caracteristici:

Tabelul 61

– având în vedere că în reductor se găsesc două angrenaje, fiecare dintre ele având randamentul de 95%, rezultă că randamentul transmisiei este :

= 0.9025.

Din relația se poate determina 9.14 kW, valoare apropiată de cea determinată anterior.

Calculul reductorului

Se va utiliza un reductor cilindric cu două trepte. Așa cum se poate observa din schema cinematică, roțile dintate 1 și 3 au același diametru, respectiv același număr de dinți.

;

;

.

-distanța dintre axe:

,

unde este raza de divizare a roții dințate 1

Din motive de compactitate se alege dinți, conform recomandărilor din [1],

rezultă :

dinți, și se adoptă = 75 dinți ;

dinți, și se adoptă = 75 dinți

Modulul roților dințate se calculează cu formula : m=25.4/DP=25.4/6=4.23, unde DP este diametrul pitch (ales din tabelul 5.8 din lucrarea [1] ). Modulul se poate determina și prin interpolare, utilizând graficul 5.82 din [1]. În urma interpolării se alege m=4.

Pentru a calcula distanța dintre axe finală, trebuie să determinate razele de divizare ale roților aflate în angrenare :

mm,

mm

Adunând cu rezultă distanța reală dintre axe : C=28+150=178 mm.

Calculul danturii utilizate

În această etapă se vor calcula elementele geometrice ale danturii utilizate, în speță diametrele interioare, exterioare și grosimea dintelui.

-diametrele exterioare :

mm ;

mm ;

mm ;

mm ;

unde este coeficientul de deplasare a danturii ; (se alege)

– diametrele interioare :

mm;

mm ;

= 48 mm ;

= 288.8 mm ;

-grosimea dintelui pe cercul de divizare:

mm ;

= 5.69mm ;

unde α=20° .

Conform recomandărilor din [1], diametrul arborelui intermediar se alege utilizând relația ,

rezultând d= 40mm.

Raportul d/l = 0.16…0.18; din motive de compactitate și pentru mărirea rigidității arborelui, se va alege lungimea arborelui intermediar l=200 mm.

Rulmenții

Rulmenții pe care sunt montate rulourile sunt rulmenți radiali cu bile, cu următoarele caracteristici : – simbol: 6208

– diametru exterior: 80 mm ;

– diametru interior: 40 mm ;

– lățime: 18 mm ;

– coeficient de portanță: 30.7 kN.

Rulmentul arborelui primar (de intrare) al reductorului este un rulment radial cu bile, cu caracteristicile: – simbol: 61806

– diametru exterior: 42 mm ;

– diametru interior: 30 mm ;

– lățime: 7 mm ;

– coeficient de portanță: 3.12 kN ;

– turația maximă: 18000 rot/min.

Arborele intermediar al reductorului se sprijină pe două lagăre cu rostogolire. Același tip de rulmenți este folosit și pentru sprijinirea arborelui de ieșire din reductor (arborele secundar):

– simbol: 6208

– diametru exterior: 80 mm ;

– diametru interior: 40 mm ;

– lățime: 18 mm ;

– coeficient de portanță: 30.7 kN ;

– turația maximă: 10000 rot/min.

Determinarea forței de apăsare a carcasei reductorului pe reazem

Echilibrul momentelor ce acționează asupra reductorului este descris de ecuația:

,

în care l este brațul forței F (distanța de la forța la axa de rotație a carcasei reductorului). Înlocuind în această relație pe cu expresia determinată în subcapitolul 5.2, se obține:

;

;

mm

;

= 0.45;

= 0.9025;

= 29.03;

= 540 daN;

înlocuind pe în funcție de si , se obține:

,

unde l=330 mm.

Având în vedere ca , l și reprezintă constante constructive ale standului, iar poate fi considerat și el o mărime cvasiconstantă pentru reductorul respectiv. Rezultă că forța măsurată F este aproximativ direct proporțională cu forța de frânare . Pentru determinarea forței de apăsare pe reazemul tijei se va utiliza un traductor tensometric rezistiv.

.

În cele ce urmează forța de apăsare F va fi calculată tabelar:

Tabelul 61 Forța de apăsare în funcție de forța de frânare la roată

Figura 61 Dependența dintre forța de apăsare și forța la roată

Tehnologia de diagnosticare

Figura 62 Stand de frânare

Aparatura utilizată

Pentru efectuarea diagnosticării sistemului de frânare al unui automobil se va utiliza un stand de tip CARTEC, model BDE 2004 K. În componența acestuia întră: cele două module dinamometrice (subansamblul electromotor – reductor – rulouri), panoul de afișare a rezultatelor (Fig. 5.6), telecomandă în infraroșu (Fig. 5.7) și pedometrul.

Standul deține un microprocesor cu ajutorul căruia pot efectua calculele de determinare a dezechilibrului, eficacității, ovalizării siamplificării forței de acționare a pedalei. De asemenea, el este prevăzut cu un dispozitiv pentru măsurarea greutății repartizate pe punțile automobilului.

Opțional, standul poate fi dezvoltat, permițând suplimentar efectuarea unor operațiuni pentru diagnosticarea suspensiei și sistemului de direcție. Telecomanda este prevăzută cu taste care să permită efectuarea comenzilor și pentru aceste funcții suplimentare.

Figura 63 Blocul de afișaj și comandă

Reperele din figura 5.6 sunt următoarele:

lampa indicatoare a blocării roților din stânga;

pornirea antrenării roților din stânga;

pornirea antrenării roților din dreapta;

lampa indicator a punerii sub tensiune a standului;

priza pentru conectarea pedometrului;

priza pentru conectarea imprimantei;

mod de lucru automat;

stop;

mod de lucru semi-automat;

verificarea calibrării;

afisaj analogic;

lampa indicatoare a blocării roții din stânga;

lampa indicator a blocării roților.

Figura 64 Telecomanda în infraroșu

Funcțiile îndeplinite de tastele telecomenzii în infraroșu din figura 5.7 sunt următoarele:

memorarea valorilor măsurate la puntea față;

memorarea valorilor măsurate la puntea spate;

memorarea convergenței roților din față;

testarea suspensiei față;

testarea suspensiei spate;

funcția “shift” a tastelor;

STOP;

apelarea datelor în modul de testare a geometriei roților de direcție;

comanda modului de testare doar a roții din stânga;

tasta de confirmare;

comanda modului de testare doar a roții din dreapta;

eliberează și blochează platourile pentru diagnosticarea geometriei roților de direcție;

STOP;

mod de operare automat;

verificarea ovalizării;

pornirea imprimantei;

pornirea măsuratorilor roților de direcție;

memorarea convergenței roților din spate;

stergerea tuturor datelor după acționarea tastei “shift”;

memorarea forței la acționarea frânei de mână;

măsurarea greutății pe punte după acționarea tastei “shift”.

Modul de lucru

Operațiuni pregătitoare

Înaintea efectuării probelor propriu-zise se vor intreprinde o serie de operatiuni pregătitoare, menite să evite afectarea rezultatelor de factori de influență paraziți:

> se controlează ca anvelopele să nu fie murdare sau ude și se verifică adâncimea profilului lor;

> se verifică și, dacă este necesar, se reface presiunea din pneuri, cu o abatere maximă admisă față de valorile recomandate de constructor de ± 0,01 MPa;

> se verifică și, eventual, se reglează cursa libera a pedalei de frână, aducănd-o la valoarea nominală prescrisă de fabricant (în lipsa acestei valori, se poate considera orientativ o cursă liberă de 10 -20 mm);

> se verifică și, la nevoie, se reglează cursa liberă a dispozitivului de comandă a frânei de staționare;

> se controlează etanșeitatea sistemului de frânare și, dacă este necesar, se înlătură defecțiunile (controlul se face apăsând energic de câteva ori pedala de frână complet – dacă de la o apăsare la alta cursa totală a pedalei crește, aceasta constituie indiciul existenței neetanșeităților);

> se aduce automobilul cu puntea din față pe standul cu rulouri, cu axa sa longitudinală încadrată cât mai simetric cu putință față de cele două module ale standului și perpendiculară pe axele rulourilor (roțile nu trebuie să vină în contact cu părțile laterale ale cadrului rulourilor);

> se aduce schimbătorul de viteze în punctul mort;

> se montează senzorul pedometrului pe pedala de frână;

> se pun în mișcare rulourile standului și se apasă de cateva ori pedala de frână pentru a verifica stabilitatea automobilului pe stand și pentru a încălzi puțin frânele. Dacă în timpul acestor manevre automobilul alunecă lateral fără a putea fi stabilizat cu ajutorul volanului, aceasta înseamnă că sistemul de direcție este dereglat și diagnosticarea frânelor se intrerupe, reluându-se numai după ce au fost înlăturate eventualele jocuri din mecanism și a fost restabilită geometria roților de direcție și a pivoților lor.

Diagnosticarea propriu-zisă

Standul oferă două moduri de operare: semiautomat, respectiv automat

Testare în regim semiautomat

a) Verificarea globală a sistemului de frânare

O primă operație constă în ștergerea din memoria microprocesorului a datelor înregistrate în verificările anterioare. Pentru aceasta se acționează succesiv tastele 6 și 19 ale telecomenzii.

Se montează pedometrul pe pedala de frână sau pe talpa pantofului celui care se va afla la comenzile automobilului pe perioada diagnosticării.

Cu automobilul așezat cu roțile punții din față pe rulourile standului, se apasă tasta 15 pentru a pune în mișcare rulourile. Lămpile laterale 1 și 12 de pe panoul de afișaj și comanda se aprind intermitent. În această etapă, standul înregistrează rezistențele la rularea liberă a roților, datorate frecărilor din lagărele roților sau blocării parțiale a mecanismelor de frânare de la roțile respective. După ce lămpile rămân aprinse continuu, se începe apăsarea progresivă a pedalei de frână. Dacă, pe durata procesului de frânare, apar dezechilibre între forțele de frânare ale celor două roți mai mari de 20%, lampa roșie 13 de pe panoul central se aprinde după cum urmeaza: intermitent dacă dezechilibrul este de 20 – 30%; continuu daca dezechilibrul este mai mare de 30%.

Dacă se dorește măsurarea neuniformității forțelor de frânare datorate deformării suprafețelor de frecare, după pornirea rulourilor se apasă încă o dată tasta 15 a telecomenzii. Cele două lămpi albe laterale 1 și 12 de pe panou se aprind continuu. Se apasă progresiv pedala de frână până la aproximativ 2/3 din forța maximă de frânare și se menține pedala în această poziție timp de aproximativ 7 secunde, până când cele două lămpi se sting.

În continuare, se mărește progresiv forța de apăsare pe pedala de frână până când se blochează roata sau până când forța de frânare nu mai crește. Aprinderea intermitentă a uneia din cele două lămpi va indica roata care s-a blocat sau a atins limita de patinare prima. Standul va determina câte două valori ale așa-numitei ovalități: cea minimă si cea maximă inregistrate pe parcursul procesului de frânare. În cazul blocării roților, rulourile standului se opresc automat, iar în situația în care roțile continuă să se învârtă, dar s-a atins valoarea maximă a forței de frânare, pentru oprirea rulourilor și încheierea testului este necesară acționarea uneia din cele două taste STOP de pe telecomandă.

Măsurarea greutății repartizate punții față se face apăsând, într-un interval de maximum trei secunde, tasta 6 „shift”, tasta 21 de comandă a cântăririi și tasta 10 de confirmare a măsurării.

Pentru memorarea tuturor valorilor măsurate se va apăsa tasta 1 a telecomenzii.

Se trece apoi la verificarea frânelor de la puntea spate a automobilului. Pentru aceasta, automobilul este așezat cu rotile respective pe rulourile standului și se pornește secvența de testare prin apăsarea tastei 15, aceasta decurgând în mod similar procedurii utilizate la puntea față, inclusiv pentru determinarea ovalității și a greutății repartizate punții spate. Pentru memorarea datelor se va apăsa tasta 2 a telecomenzii.

Verificarea frânei de staționare se face după aceeași tehnologie, pentru memorarea datelor respective utilizându-se tasta 20.

La finalul operațiunilor de diagnosticare, se poate solicita tipărirea la imprimantă, prin acționarea tastei 16, a valorilor măsurate precum și a celor pe care microprocesorul standului le calculează. Din această ultimă categorie fac parte: dezechilibrele maxime înregistrate pe parcursul frânării, respectiv cele corespunzătoare regimului la care se dezvoltă forțele de frânare maxime; eficiența la cele două punți și pe ansamblul automobilului; „ovalitățile" minima și maxima pentru fiecare roată; coeficientul de amplificare al mecanismului de frânare, dacă standul este prevăzut cu un pedometru ce poate fi cuplat la sistemul său electronic.

b) Diagnosticarea repartitorului limitator al forței de frânare la puntea spate

Se procedează la efectuarea a două seturi de verificări: o determinare cu autoturismul descărcat, avănd doar șoferul la volan, și o a doua determinare comprimând suspensia punții spate, fie cu un dispozitiv special, fie prin încărcarea cu persoane pe bancheta din spate îi greutăți în portbagaj. Se va urmări creșterea forței de frânare în raport cu săgeata suspensiei și se vor compara rezultatele cu valorile indicate de constructor.

c) Diagnosticarea servomecanismului vacuumatic

Și în acest caz se vor efectua două seturi de măsurători: prima cu motorul în funcțiune, iar celalaltă cu motorul oprit, după 4-5 acționări ale pedalei de frână în scopul descărcării pneumatice a servomecanismului.

Se va determina cu cât trebuie să crească forța de apăsare pe pedala pentru a se obține aceeași forță maximă de frânare.

Rezultatul se va compara cu valorile precizate de constructor.

Testare în regim automat

Succesiunea operațiunilor de testare este aceeași ca în cazul modului de lucru semiautomat, dar nu mai este posibilă memorarea datelor.

Pentru intrarea în regim automat de lucru, se apasă tasta 15 înainte ca automobilul să fie adus pe rulourile standului. Pornirea rotirii rulourilor se face automat, imediat după ce roțile automobilului au ajuns pe rulouri. Trecerea la verificările celei de a două punți a automobilului este posibilă numai după ce lămpile albe laterale 1 și 12 nu se mai aprind intermitent.

Ieșirea din modul automat de lucru se face prin apăsarea uneia din tastele STOP.

Interpretarea datelor măsurate

La încheierea operațiunilor de diagnosticare, rezultatele sunt tipărite pe o fișă de diagnosticare care are trei domenii ce cuprind:

> identificarea stației service și a automobilului testat;

> valorile măsurate ale parametrilor de diagnosticare;

> valorile limită prevăzute de regulamente pentru unii dintre parametrii respectivi, precum și greutatea masurată a automobilului și eficacitatea globală a frânei de serviciu și a celei de staționare.

În privința forței rezistente la rularea liberă a roților, în lipsa unor specificații ale constructorului, se pot considera următoarele valori limită pentru autoturisme:

• la roțile motoare, 200 N;

• la celelalte roți, 100 N.

Pentru dezechilibru, normativele în vigoare în prezent în țara noastră prevăd limite numai pentru valorile obținute la atingerea forței maxime de frânare. Valoarea admisă a dezechilibrului la acționarea frânei de serviciu este, în aceste condiții, de 20%, indiferent de puntea la care este el determinat. Pentru frâna de staționare, limita maximă a dezechilibrului este de 30%, indiferent de tipul automobilului și de puntea asupra căreia acționează ea.

Eficacitatea frânei de serviciu trebuie să fie de minim 50%, iar pentru frâna de staționare de cel puțin 20%. În cazul în care aceasta din urmă este acționată manual, cu o pârghie cu clichet, blocarea roților trebuie să se producă, după parcurgerea a 6-7 dinți.

Variația maximă a forței de frânare (ovalitatea) la menținerea constantă a apăsării pedalei este de 20%.

CAPITOLUL 4

Capitol de mentenanță

CAPITOLUL 5

Conclizii. Contribuții personale

BIBLIOGRAFIE

Andreescu Cr., Danciu G., Oprean M., Anghelache G., Diagnosticarea automobilelor,lucrări practice, Editura Printech, București, 2002;

Dale, C., Nițulescu, TH., Precupetu P., Desen tehnic industrial pentru construcții de mașini, Editura tehnică, București, 1990 ;

Frațilă Gh, Calculul și Construcția Automobilelor, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1970;

Frățilă Gh., Mărculescu Gh., Sistemele de frânare ale autovehiculelor, Editura Tehnică, București, 1986;

Frățilă Gh., Frățilă M., Samoilă St., Automobile-cunoaștere, întreținere și reparare, Editura Didactică și Pedagogică, București, 2003;

Ivanceanu T., Sofronescu E., Geometrie descriptivă și desen tehnic, Editura Didactică și Pedagogică, București, 1979;

Mărincaș, D., Abaitancei, D., Fabricarea și repararea autovehiculelor rutiere, Editura tehnică și pedagogică, București, 1976;

Mondiru, C., Autoturisme Dacia, diagnosticare, întreținere, reparare, Editura tehnică, București, 1990;

Oprean I.M., Transmisii Automate pentru Automobile, Editura Printech, București, 1999;

Parizescu V., Pene de automobil, simptomatică, depistare, remediere, Editura Tehnică, București, 1979;

Stoicescu, A., P., Proiectarea performanțelor de tracțiune și de consum ale automobilelor, Editura tehnică, București, 2007;

Stratulat M., Șoiman M., Vaiteanu D., Diagnosticarea automobilelor, Editura Tehnică, București, 1977;

Stratulat M., Andreescu Cr., Diagnosticarea Automobilului, Societatea Știința și Tehnică S.A., București, 1998;

Cursul de Calculul și Construcția Automobilelor, 2006;

www.bosch.com;

www.Carfolio.com;

www.Cartec.com;

www.Euroncap.com.