Proiectarea Unui Sistem de Franare Pentru Un Autovehicul de Tip Autoutilitare cu Masa Utila de 1700 Kg

Capitolul 1. Realizarea proiectului de organizare generală a autovehiculului și încadrarea acestuia într-un segment de piață. Detalierea modului de amplasare a (sub)ansamblului de proiectat

Încadrarea autovehiculului într-un segment de piața

Prin tema de proiect se impune proiectarea unu sistem de frânare(disc de frâna, etrier, piston) pentru un autovehicul de tip autoutilitară cu masa utilă de 1700 kg.

Conform [1], automobilul utilitar (Autoutilitara) este un automobil comercial destinat, prin construcție, transportului de bunuri într-o structură deschisă sau închisă.

Aceste automobile sunt folosite în special de întreprinderile comerciale pentru aprovizionare, pot fi folosite de către firmele de curierat rapid sau pentru nevoile proprii. Pot fi cumpărate de orice cetățean căruia îi place automobilul respectiv, și de orice cetațean cu o situație financiară ridicată sau medie, atât timp cât are nevoie de acest autovehicul.

Dacă ne uitam la prețurile standard ale diferitelor autovehicule autoutilitare, putem observa că sunt cuprinse între aproximativ 20.000-30.000 euro, ceea ce presupune că nu orice cetățean își permite acest autovehicul decât prin facilitatea unui împrumut bancar. Aceste autovehicule sunt de obicei destinate întreprinderilor care au nevoie de mai multe autovehicule pentru transportul de mărfuri.

De obicei acest tip de autovehicul este ales de către utilizatori în funcție de masa utilă și consum. Aceștia sau întreprinderile doresc deobicei, pentru nevoile personale sau transport, un autovehicul cu o masă utilă cât mai mare și un consum cât mai redus de combustibil.

Acest model de vehicul, prin robustețea sa constructivă, combinată cu o capacitate de transport mărită asigură transportul rapid și mărit al produselor, sporindu-ți astfel profitabilitatea.

Motorul ce va echipa acest autovehicul va fi cât mai compact și cât mai ușor, iar transmisia va fi 4×2 cu puntea motoare cea din spate pentru a asigura o tracțiune cât mai bună când acest autovehicul este încărcat.

Aceste automobile pot fi achiziționate în leasing sau cu banii cash, depinzând de situația financiară a cetațenilor.

Analiza unor modele similare de autoutilitare

Modele similare de autovehicule pot fi alese în funcție de mai multe criterii, dar impus în tema de licența este după sarcina utilă. Pe lângă sarcina utilă putem alege și după viteza maximă a autovehiculului, numărul de locuri, tipul motorului, numărul treptelor de viteză, preț, etc.

Tabel 1.1. Modele similare

În funcție de sarcina utilă se admite la alegerea modelelor similare o diferență de +/- 200 kg.

Majoritatea modelelor similare au motoare MAC, cu 4 cilindri în linie și au sistemul de frânare față cu disc. Singurul model similar din tabelul 1.1 de mai sus ce are un motor cu 5 cilindri in linie este Volkswagen Crafter. Avatanjul motoarelor cu 4 cilindri in linie față de cele cu 5 cilindri in linie este consumul redus de combustibil și echilibrarea mult mai ușoară. Chiar dacă motoarele cu 5 cilindri au o putere mult mai mare față de cele cu 4 cilindri, multi producători utilizează soluția cu 4 cilindri datorita consumului.

În afara modelului Nissan Cabstar care este un autovehicul utilitar de tip autoșasiu cu benă, celelalte autovehicule utilitare din tabelul 1.1 de mai sus sunt toate Furgon.

Fiat Ducato Maxi este o autoutilitară disponibilă în variantele Furgon, Cabinato, Panorama, Minibus sau Personalizat. Este echipat cu un motor diesel transversal de 2.3 l 16v MultiJet 120 CP, cilindree 2287 c.c.. Alimentarea este cu injecție directă "Common Rail" cu control electronic cu turbocompresor și intercooler., cutie de viteze cu 6 trepte și pneuri de tip: 205/75R15C.

Mercedes Sprinter Plus este o autoutilitară ce dispune de patru tipuri de caroserii. Varianta Furgon a autoutilitarei dispune de un motor diesel transversal, cilindree 2143 c.c., motorul este cu 4 cilindri în linie, 4 supape pe cilindru, injecție directă comandată electronic cu "Common Rail". Autovehiculul dispune de o cutie de viteze manuală cu 6+1 trepte. Este echipat cu pneuri de tip 225/70R15.

Renault Master este o autoutilitară cu o caroserie de tip Furgon, are 5 uși, dispune de un motor amplasat transversal de 2.2l diesel, cu 4 cilindri în linie.

Volkswagen Crafter este un autovehicul ce prezintă un motor tranversal, cu 5 cilindri în linie, cu un moment maxim al motorului de 280 N·m și cu o putere de 80 kW. Cutia de viteze este cu 6+1 trepte, manuală. Este echipată cu pneuri de tip: 195/75R 16.

Ford Transit este o autoutilitară ce prezintă un motor nou de 2.4l Duratorq TCDI, 115 CP, cuplul de 310 N·m. Are o cutie de viteze manuală cu 5+1 trepte si pneuri de tip 205/75R15C.

Nissan Cabstar este un autovehicul utilitar echipat cu un motor diesel cu 4 cilindri în linie, are o cutie de viteze cu 6 trepte, alimentarea este cu injecție directă Common Rail, iar pneurile au dimensiunea 175/80 R 15.

Citroen Relay este o autoutilitară echipată cu un motor diesel cu 4 cilindri în linie, are o alimentare cu injecție directă Common Rail, cutia de viteze este manuală cu 6 trepte, iar pneurile sunt de dimensiuni 215/75 R 16 C.

Peugeot Boxer este un autovehicul echipat cu un motor diesel, are o alimentare cu injecție directă Common Rail, are o cutie de viteze cu 6 trepte. Puntea față este de tip McPherson și este echipat cu pneuri de dimensiuni 225/70 R 16 C.

Toate modelele similare din tabelul 1.1 de mai sus au o transmisie 4×2, puntea motoare fiind puntea spate.

Analiza principalilor parametri dimensionali exteriori, masici și energetici

Pentru analizarea principalilor parametri dimensionali ai autovehiculului se poate utiliza metoda care are la bază studiul cu ajutorul interpretării grafice. Evidența distribuției valorilor parametrilor în funcție de numărul de modele similare se realizează cu ajutorul subintervalelor de observare. Dimensiunea acestor subintervale diferă în funcție de parametrul analizat și are la bază relația:

(1)

în care: – Δx este dimensiunea subintervalelor de observare;

și reprezintă valoarea maximă, respectiv valoarea minimă a parametrului pentru care se calculează dimensiunea subintervalului;

este numărul de modele similare la care se cunoaște mărimea parametrului analizat;

După determinarea valorii subintervalului de observare se calculează numărul de subintervale de observare, cu relatia:

(2)

Cunoscând aceste două valori, dimensiunea subintervalului Δx și numărul de subintervale k, se vor trasa histogramele în care se vor evidenția numărul de modele similare care au valoarea parametrului analizat cuprinsă între limitele fiecărui subinterval de observare.

Analiza principalilor parametri dimenstionali exteriori

Pentru a analiza parametrii dimensionali exteriori luăm în considerare parametrii de gabarit si de organizare.

Parametrii de gabarit sunt lungimea totală (La), lățimea totală (la) și înălțimea totală (Ha).

Dimensiunile care reflectează organizarea autovehiculului sunt ampatamentul (L), ecartamentul față (E1), ecartamentul spate (E2) și consolele față/spate (C1/C2).

Toți acești parametri enumerați mai sus sunt analizați la modelele similare alese în acest scop întocmindu-se un tabel cu valorile acestora.

Tabelul 1.2. Parametrii dimensionali exteriori ai modelelor similare

Tabelul 1.3. Dimensiunea intervalelor de observare și numărul de intervale pentru analizarea parametrilor dimensionali

Dupa ce s-au calculat toți parametrii și au fost trecuți în tabelul 1.3, se trasează histrogramele pentru fiecare parametru dimensional exterior.

Fig. 1. Distribuția valorilor lungimii totale a modelelor similare

Fig. 2 . Distribuția valorilor lățimii totale a modelelor similare

După cum se poate observa modelul similar Mercedes Sprinter are cea mai mică valoare a lungimii totale față de celelalte modele similare, această lungime fiind corelată cu înălțimea totală și lățimea totală dând un spațiu util aproximativ egal ca celelalte modele similare care au o lungime totală mai mare.

În cazul lățimii totale există două intervale egale ce cuprind fiecare câte un model similar, aceste intervale aratându-ne ca majoritatea constructorilor de automobile mizează pe confort și deasemenea autovehiculele să fie încăpătoare.

Fig. 3. Distribuția valorilor înălțimii totale a modelelor similare

Din câte putem observa în toate cele trei histograme ( Lungime totală, lățime totală și înălțime totală), majoritatea valorilor parametrilor de gabarit ai modelelor similare se află în cel de-al treilea interval, excepție făcând în cazul lungimii totale, unde trei intervale sunt cu același număr de autovehicule similare. După analiza histogramelor parametrilor de gabarit, cum s-a menționat mai sus, pentru a-i da o formă corespunzătoare autovehiculului și pentru a nu avea probleme în cazul siguranței și stabilității, se aleg valori din cel de-al treilea interval pentru toți parametrii de gabarit. Se observă în tabelul 1.2. de mai sus că valorile lățimii totale ale modelelor similare sunt fara oglinzi. Pentru lungimea totală se alege La=5700 mm, pentru lățimea totală la=2000 mm, iar pentru înălțimea totală Ha=2450 mm.

Fig. 4. Distribuția valorilor ampatamentului modelelor similare

Fig. 5. Distribuția valorilor consolei față a modelelor similare

Fig.6. Distribuția valorilor consolei spate a modelelor similare

Se poate observa în cazul consolei față, există două intervale aflate la egalitate, fiecare conținând cate un model similar. Acele modele similare ( Nissan Cabstar și Volkswagen Crafter) datorită dimensiunilor mari a consolei față, au o accesibilitate și un spațiu mai mare în compartimentul motor. Consola față este mai mare în cazul acestor autovehicule deoarece și lungimea totală a acestora este mai mare.

În cazul consolei spate, cum s-a menționat mai sus, aceasta trebuie sa fie aproximativ egală cu consola față pentru a reduce fenomenul de tangaj și deasemenea autovehiculul trebuie să se încadreze în viraje și să nu atingă obiectele din jur.

În urma analizării unor soluții constructive de dispunere a motorului modelelor similare și în căutarea reducerii fenomenului de tangaj care poate aparea în cazul acestui tip de autovehicul, se va alege valoarea consolei față din al doilea interval C1 = 950 mm și valoarea consolei spate din primul interval C2 = 1000 mm. Având deja alese valorile consolelor față/spate și în corelație cu lungimea totală La=5700 mm, care este relativ mică față de alte modele smilare din tabelul 1.2., se alege valoarea ampatamentului din al treilea interval si anume L = 3750 mm.

Fig. 7. Distribuția valorilor ecartamentului față a modelelor similare

Fig. 8. Distribuția valorilor ecartamentului spate a modelelor similare

În urma analizei histogramelor se alege o valoare a ecartamentului față și spate cât mai mare pentru o manevrabilitate și o stabilitate bună. Pentru a avea un model de autoutilitară mai unicat se alege valoarea ecartamentului față și spate egale: E1= E2=1750 mm.

Cu cât ecartamentul este mai mic cu atât se mărește posibilitatea acestuia de a se răsturna în viraj. Dacă centrul de greutate al autovehiculului este prea ridicat, autovehiculul poate să subvireze în cazul în care ecartamentul punții față este prea mic și deasemenea în cazul în care avem un ecartament spate mai mic față de ecartamentul față autovehiculul poate să supravireze.

Analiza principalilor parametri masici

Pentru a analiza principalii parametri masici ai modelelor similare se va utiliza tot metoda histogramelor prezentată mai sus. Se va analiza doar masa proprie a autovehiculelor similare, masa utilă fiind impusă în tema de proiect ca fiind 1700 kg. După ce se alege masa proprie se va calcula masa totală a autovehiculului.

Tabel 1.4. Parametrii masici ai autovehiculelor similare

Tabelul 1.5. Dimensiunea intervalelor de observare și numărul de intervale pentru analizarea parametrilor masici

Fig. 9. Distribuția valorilor masei proprii a autovehiculelor similare

Având în vedere că masa utilă este de 1700 kg ar trebui aleasă o valoare cel puțin egală pentru masa proprie a autovehiculului. Se va alege în intervalul al doilea valoarea de 1900 kg masa proprie. În cadrul sarcinii utile se considera 2 pasageri având fiecare câte 75 kg, iar încărcătura având 1550 kg.

Având masa utilă () și masa proprie () a autovehiculului se poate calcula masa totală ( cu formula:

(3)

Având în vedere că masa totală a autovehiculului depășește 3500 kg, acesta poate fi condus de către șofer doar cu categoria C a permisului de conducere, ceea ce reflectează după spusele din subcapitolul 1.1. că nu orice cetățean poate achiziționa și conduce acest autovehicul.

Analiza parametrilor energetici

Tabel 1.4. Parametrii energetici ai autovehiculelor similare

Tabelul 1.5. Dimensiunea intervalelor de observare și numărul de intervale pentru analizarea parametrilor energetici

Fig. 10. Distribuția valorilor puterii modelelor similare

Fig. 11. Distribuția valorilor cilindreei modelelor similare

Fig. 12. Distribuția valorilor vitezei maxime

Majoritatea constructorilor au optat din cate putem observa, pentru o putere mai redusă deoarece cetățenii doresc ca acest autovehicul să consume cât mai puțin și cu el să își îndeplinească necesitățile.

Putem observa în cazul cilindreei că în intervalul al doilea există cele mai multe modele similare care au cilindreea cuprinsă între 2350 -2750 . Posibil constructorii au ales această variantă pentru ca motorul să facă față și să nu fie forțat atunci când autovehiculul e încărcat la maxim și deasemenea să consume și puțin.

În cazul vitezei maxime deobicei aceasta este limitată de constructor. Se poate observa că majoritatea modelelor similare se alfă în primul interval ceea ce ne evidențiază că acest tip de autovehicul nu este destinat curselor de viteză ci este destinat transportului de mărfuri în condiții sigure.

În urma analizei histogramelor se va alege motorul autovehiculului având drept caracteristici puterea de 90 kW, cilindree de 2400 și viteza maximă de 150 km/h. Acest motor va fi unul fiabil, silențios și cu un consum mic de combustibil.

Predeterminarea dimensiunilor spațiuli util și al postului de conducere

Manechinul bidimensional si postul de conducere

Pentru a se predetermina forma postului de conducere se va ține seamă de studiile ergonomice care s-au efectuat în acest domeniu, pe baza cărora sunt stabilite anumite norme ce asigură o poziție comodă și sigură pentru conducătorul autovehiculului, acționarea comenzilor în condiții de siguranță și fără eforturi mari.

Astfel de norme sunt prezentate în mod sistematic în STAS R10666/3-76, în care sunt stabilite caracteristicile manechinului bidimensional, care va fi folosit la determinarea dimensională a postului de conducere în cazul autocamioanelor.

Ținând cont că media înălțimii populației a crescut în ultimii 10 ani, iar descoperirile în domeniul ergonomic sunt din ce în ce mai importante și cerințele de confort și siguranță din ce în ce mai severe, se pot face anumite modificări și îmbunătățiri.

În general, postul de conducere trebuie să asigure un compromis între siguranță și confort, astfel încât conducătorul să nu adoarmă la volan, mai ales pe perioade lungi de deplasare, dar eforturile pentru acționarea comenzilor să fie reduse.

Pentru proiectarea postului se folosește manechinul plan (2D), acest manechin este un accesoriu care simulează statura omului.

Trunchiul și laba piciorului sunt considerate cu dimensiuni fixe, iar dimensiunile referitoare la picior (A și B) pot avea valori diferite în funcție de mărimea procentuală a manechinului.

Tabelul 1.6. Dimensiunile segmentelor piciorului în funcție de mărimea procentuală a manechinului[7]

Fig. 12. Manechinul bidimensional [7]

Pentru confortul șoferului sunt luate în considerare câteva unghiuri între părțile corpului și astfel se definește o clasă corespunzătoare unei anumite poziții a manechinului pe scaun. Pentru a facilita organizarea interioară a autoturismului se vor stabili trei nivele de confort: satisfăcător, mulțumitor și bun. Unghiurile luate în considerare vor fi schițate în următoarea figură:

Fig. 13. Unghiurile dintre elementele corpului manechinului [8]

Tabel 1.7. Intervalele de valori ale unghiurilor dintre elementele manechinului așezat pe scaun

În cazul volanului s-a măsurat un volan de la un model similar și anume de la un Citroen Relay, acesta având diametrul de 420 mm.

Se va alege A=460mm și B = 462 mm, iar manechinul dimensionat va apărea pe schita de organizare generală și pe cea cu centre de masă.

Predeterminarea spațiului util

Având in vedere că dimensiunile autovehiculului sunt aproximativ egale cu cele a modelului similar Renault Master, se alege ca fiind același spațiu util și la autovehiculul nostru.

Se alege ca volumul util să aibă o cantitate de 8 m3.

Spațiul util va avea dimensiunile:

Lungime: 3400 mm

Lățime: 1870 mm

Înălțime: 2172 mm

Lățime între pasajele roților: 1422 mm

Dimensiunile unui europalet sunt: 1200x800x145 mm. Datorita acestor dimensiuni se poate observa că in autovehicul pot încăpea 3-4 europaleți.

Verificarea vizibilității

Folosind metodele stabilite în STAS 6926/23-91, se face, în continuare verificarea și măsurarea vizibilității spre înainte (180o) de pe locul conducătorului auto.

În acest scop se determină punctul de observare, adică punctul de concentrare a ambilor ochi (vezi figura 15)

Conform [7] în general, analiza câmpului de vizibilitate direct are în vedere următoarele aspecte:

– parbrizul trebuie să aibe o mărime adecvată, astfel încât conducătorul să aibă un câmp de vizibilitate directă suficient de mare;

– componentele netransparente (de exemplu, stâlpii A) nu trebuie să obstrucționeze vederea peste anumite limite. Nici o componentă structurală nu trebuie să se afle în cîmpul vederii conducătorului, cu excepția stâlpilor A, iar componente precum capota, acoperișul și ușile, nu trebuie să limiteze prea mult posibilitatea de a vedea afară din autovehicul;

-nu trebuie să existe mai mult de doi stâlpi care să reducă câmpul vederii directe, spre înainte a conducătorului;

– calitatea vederii influențată de proprietățile optice ale parbrizului (transparența, distorsionare și reflexie);

– caracteristicile sistemului de ștergere a apei de ploaie și a noroiului.

Coordonatele punctului de observare se determina astfel:

scaunul conducătorului în poziția cea mai retrasă și cea mai de jos;

700 mm pe verticală în sus, față de punctul R al habitaclului, în planul de simetrie al scaunului;

130 mm pe orizontală, spre înainte, fața de punctul R al habitaclului, în planul de simetrie al scaunului.

Pentru a se putea determina câmpul de vizibilitate se trasează semicercul de vizibilitate prezentat în figura 15.

Fig.14. Evaluarea câmpului de vizibilitate spre înainte (180°) [21]

Deoarece înălțimea cabinei are o valoare ridicată, piesele suspendate cum ar fi parasolarul nu se află sub nivelul punctului de observare.

Numărul obturărilor de pe semicercul de vizibilitate este de 4 (sub limită admisă)

În câmpul vizibilitate liberă spre înainte nu există nici-o obturare.

Se observă de asemenea că distanța dintre obturări măsurată pe coarda semicercului este întotdeauna mai mare decât 2,5 m și lățimea obturărilor este relativ redusă.

Stabilirea schiței de organizare generală

Conform dimensiunilor predeterminate în subcapitolele anterioare și a analizei modelelor similare aflate în producție la ora actuală s-au realizat schițele de organizare generală a automobilului ce este urmărit prin tema de proiect.

Această soluție de organizare are urmatoarele avantaje:

încărcări statice ale punților apropiate;

solicitare redusă a suporților motorului sub acțiunea momentului la ieșirea din schimbătorul de viteze;

accesibilitate ușoară la motor;

punte fața simplă, cu posibilitatea aplicării de diverse variante constructive;

mecanism de comandă a schimbătorului de viteze simplu;

se poate utiliza un schimbător de viteze cu priză directa ceea ce implică un randament ridicat;

utilizarea unui sistem de evacuare a gazelor de lungime mare, cu silentiozitate bună și posibilitate de montare ușoară a convertorului catalitic;

încălzire eficace a habitaclului datorită traseului de lungime mică al aerului și al apei.

Printre dezavantaje se numără următoarele:

la încarcare parțială a autoturismului, puntea motoare este relativ descărcată, ceea ce reduce capacitatea de trecere pe drum de iarnă sau umed și crește pericolul patinării roților, mai ales la viraje stânse;

regim de mișcare rectilinie mai puțin stabil decât în cazul roților din față motoare (automobilul este împins și nu tras);

la aplicarea frânei de motor sau a frânei de serviciu moderate, la deplasarea în viraj, autoturismul supravirează;

necesitatea utilizării arborelui cardanic, ceea ce complică structura transmisiei ,

lungime mare a automobilului, masă proprie relativ mare și cost ridicat.

Calcularea centrului de masă

Stabilirea parametrilor dimensionali și masici ai principalelor subansamble ale automobilului

Pentru stabilirea parametrilor masici ai subansamblurilor principale se va întocmi un tabel în care se va trece fiecare subansamblu cu valoarea masei proprii și ponderea acestuia din masa proprie a automobilului. Datele se trec în tabelul 1.8 de mai jos:

Tabelul 1.8. Ponderea maselor subansablelor

Determinarea poziției centrului de masă al autovehiculului atât la sarcină utilă nulă cât și la sarcină utilă maximă constructivă

Coordonatele centrului de greutate al autovehiculului sunt date de relațiile:

xG= (4)

zG= (5)

în care mj este masa subansamblului j, în kg;

xj,zj – coordonatele centrului de greutate al subansamblului j, față de sistemul de axe, xoz, ales, în mm.

Pentru determinarea poziției centrului de masă al automobilului la sarcină utilă nulă se fac urmatoarele ipoteze:

O singură persoană în interior și anume conducatorul avand masa de 75 kg;

Rezervorul este încărcat 100% din capacitate

Pentru determinarea poziției centrului de masă al automobilului la sarcină utilă maximă se fac următoarele ipoteze:

Se considera încă doi pasageri având masa de 75 kg

Se considera un dreptunghi ca încărcătură, amplasat în spatele autovehiculului, în spațiul util

Tabelul 1.9. Pozițiile centrelor de greutate ale subansablelor

Pentru autovehiculul gol:

(6)

(7)

Pentru autovehiculul complet încărcat:

(8) (

(9)

Încărcările statice pe cele două punți conform celor două situații:

(10)

(11)

, – distanța de la punți la Cg0

(12)

(13)

, – distanța de la punți la Cg1

Alegerea pneurilor si stabilirea caracteristicilor acestora

Numărul de pneuri pentru cele două punți ale autovehiculului sunt: 2 pneuri pentru puntea față, respectiv 2 pneuri pentru puntea spate. Încărcările statice pe pneurile autoutilitarei corespunzătoare sarcinii utile maxime:

, (14)

(15)

(16)

(17)

(18)

Din standarde, norme sau cataloage de firma se alege pneul cu capacitatea portantă: , dar cat mai aproape de Indicele de incarcare al pneurilor de pe puntea spate va fi 109 care suporta o capacitate de incarcare de 1100 kg, iar indicele de incarcare al pneurilor de pe punte fata va fi 97 care va suporta o capacitate de incarcare de 730 kg. Avand viteza maxima de 150 km/h, indicele de viteza se alege Q, acesta suportand viteza maxima de 160 km/h in cazul autoutilitarelor.

In urma analizei modelelor similare se alege valoarea diametrului jantei ca fiind de 16 inch si latimea sectiunii pneului de 205 mm. Simbolizarea anvelopei va fi 205/75 R 16 97/109 Q.

Fig. 15. Dimensiunile pneurilor

Predeterminarea capacității de trecere și a stabilității longitudinale

Încă din faza de predeterinare a parametrilor dimensionali ai automobilului s-au avut în vedere și parametrii geometrici ai capacității de trecere. Definitivarea acestora se face odată cu întocmirea schiței cu vederile autovehiculului. Datorită parametrilor dimensionali ce sunt aproximativ egali cu cei ai modelului similar Renault Master, se va adopta după acest model similar parametrii capacității de trecere și a stabilității longitudinale.

Garda la sol: 300 mm

Unghiul de atac:

Unghiul de degajare:

Raza longitudinală de trecere: 4900 mm

Raza transversală de trecere: 1466 mm

Acești parametri geometrici ai capacității de trecere și a stabilității longitudinale se vor trece pe schița cu vederile autovehiculului.

Capitolul 2. Studiul tehnic și economic al soluțiilor posibile pentru (sub)ansamblul de proiectat. Alegerea justificată și definitivarea soluției tehnice pentru (sub)ansamblul din tema de proiect

2.1. Destinația sistemului de frânare

Punerea în valoare a performanțelor de viteză și de accelerație ale autovehiculului în condiții de siguranța depind foarte mult de capacitatea de frânare a acestuia. Cu cât sistemul de frânare este mai eficace cu atât vitezele medii de deplasare cresc.

Conform statisticilor realizate de unii cercetători, sistemul de frânare este cel mai utilizat în zonele urbane, în regiunile muntoase sau cu relief accidentat.

Cu cât s-au îmbunătățit performanțele sistemului de frânare în ultima perioadă, cu atât s-a mîrit și viteza de circulație a autovehiculelor. Pentru a reduce viteza autovehiculului trebuie create forțe care se opun mișcării, aceste forțe numindu-se forțe de frânare. Ele trebuie să aibă valori suficient de mari și trebuie să se poată regla de către conducatorul autovehiculului în funcție de necesităti. Aceste forțe de frânare sunt create de mecanismele de frânare al sistemului de frânare al autovehiculului.

Din punct de vedere energetic, prin frânare trebuie că energia cinetică sau potențială a autovehiculului să se transforme, parțial sau total, în energie termică, această transformare realizându-se prin frecare.

Sistemul de frânare are obligația să îndeplinească urmatoarele funcțiuni: să micșoreze viteza până la o anumită valoare sau să o anuleze progresiv, să imobilizeze autovehiculul pe durate scurte de timp în pantă sau rampă, să stabilizeze viteza autovehiculului la coborârea pe drumuri înclinate de lungimi mari, să nu producă zgomot și forța de frânare să acționeze în ambele sensuri de mișcare ale autovehiculului.

2.2 Părți componente

Sistemul de frânare este compus din mecanismul de frânare, transmisie și elementul de comandă.

Mecanismul de frânare produce forțele de opunere a mișcării autovehiculului și este considerat ca frânele propriu-zise ale autovehiculului.

Elementul de comandă este componenta care este acționată de șoferul autovehiculului, deobicei pedala sau maneta de frână.

Transmisia conține toate dispozitivele aflate între mecanismul de frânare și elementul de comandă.

Sistemul de frânare se poate clasifica după mai multe criterii:

După utilizare, dispozitivele de frânare se clasifică în: sistem de frânare de serviciu, sistem de frânare de siguranță, sistem de frânare de staționare.

Sistemul de frânare principal sau de serviciu, se mai numește și frână de picior, fiind în general acționată cu piciorul. Acesta are rolul de a reduce viteza autovehiculului până la oprire. Această frână de serviciu trebuie să acționeze asupra tuturor roților autovehiculului.

Frâna de siguranță, are rolul de a suplini sistemul de frânare de serviciu în cazul defectării acestuia din urmă. Acest sistem trebuie acționat de către șoferul autovehiculului, fără ca acesta să ia mâinile de pe volan.

Sistemul de frânare de staționare trebuie să asigure imobilizarea automobilului atât pe drum orizontal cât și înclinat, în pantâ sau în rampă, un timp nelimitat în absența șoferului. În majoritatea cazurilor sistemul de frînare de staționare este același cu cel de siguranță.

2) După particularitățile constructive ale mecanismului de frânare sistemele de frânare se pot clasifica în două categorii: după forma geometrică a pieselor aflate în mișcare și după forma geometrică a pieselor staționare. După forma forma piesei care se rotește pot fi: frâne cu tambure, frâne cu disc și frâne combinate. După forma pieselor fixe pot fi: frâne cu saboți, frâne cu bandă și combinate.

3) După tipul de dispunere al mecanismelor de execuție există frâne pe roți sau pe transmisie. În primul caz, elementul de frânare acționează direct asupra butucului roții prin intermediul elemntului aflat în mișcare împreună cu acesta. În cazul frânelor pe transmisie, acestea acționează asupra unui arbore de transmisie al autovehicului.

4) După tipul transmisiei sistemele de frânare pot fi cu transmisie mecanică, hidraulică, pneumatică, electrică sau combinații ale acestora.

5) După tipul energiei utilizate pot exista frâne acționate direct de către conducătorul automobilului, energie musculară în acest caz sau printr-o sursă de energie independentă, servoacționare, însă de cele mai multe ori se folosește o combinație a acestor două principii.

6) După numărul de circuite prin intermediul cărora se transmite efortul exercitat de sursa de energie către mecanismul de frânare există sisteme cu un singur circuit sau cu mai multe circuite.

În cazul sistemelor de frânare cu un singur circuit, defectarea acestui circuit duce la scoaterea din funcțiune tot sistemul de frânare. Pe autovehiculele din ziua de astăzi se folosesc sisteme de frânare cu două circuite, când unul din circuite iese din funțiune acționează celălalt circuit.

Se pot întâlni pe autovehicule mai multe tipuri constructive ale circuitelor de frânare cum ar fi: circuite de tip II, circuite de tip HI, circuite de tip XX, circuite de tip LL și circuite de tip HH. Acestea vor fi prezentate schematic mai jos:

Fig. 16. Circuitele sistemului de frânare

În cazul figurii a, cele două circuite sunt legate individual la cele două punți. În timp ce în figura b acestea sunt legate pe diagonală, această distribuție fiind foarte des folosită. Ca dezavantaj al circuitului II este acela că în cazul unei defecțiuni al unui circuit, frânarea se va face pe o singură punte, ceea ce reduce eficacitatea frânelor și la mărirea spațiului de frânare. În cazul figurii b, dezavantajul acestui circuit este acela că atunci când se defectează unul din circuite, autovehiculul poate avea o mișcare de girație.

În figura c este reprezentată structura HI, așa cum mai este ea denumită datorită distribuției celor două circuite. Circuitul principal fiind legat la toate cele 4 roți, iar cel secundar fiind conectat doar la puntea din față a automobilului.

Distribuția LL este reprezentată în figura d, aceasta având ambele circuite, principal și secundar, la puntea față, independent, iar la puntea spate fiind conectat câte un circuit la câte-o roată.

Fig. 17. Circuitul sistemului de frânare

Ultima reprezentare, figura e, reprezintă structura HH, aceasta având ambele circuite conectate separat la ambele punți, având ca rezultat în cazul unei defecțiuni același comportament al autovehicului, neapărând dezechilibre în timpul frânărilor.

2.3. Condiții funcționale și constructive impuse sistemelor de frânare

Sistemul de frânare trebuie să îndeplinească urmatoarele condiții funcționale: sa reducă viteza de deplasare, inclusiv oprirea autovehiculului, să imobilizeze autovehiculul pe pantă/rampă, să imobilizeze autovehiclului în absența șoferului o lunga perioadă de timp, să diminueze accelerația autovehicului care se deplasează pe pantă.

Conform principiului care stă la baza funcționarii sistemului de frânare acesta transformă energia cinetică a autovehiclului în căldură disipată prin frecare.

Fig. 18. Funcționarea sistemului de frânare

De asemenea sistemului de frânare i se impune să realizeze decelerații de 6-6,5 m/s2 pentru autoturisme si 6 m/s2 pentru autocamioane și autobuze.

Efectul maxim al frânării se obține prin frânarea pe toate roțile automoblului până la limita de aderență evitându-se blocarea acestora.

Totodată sistemul de frânare trebuie sa asigure păstrarea performanțelor de frânare în cazul frânării repetate la intervale scurte sau frânarea îndelungată.

Sistemul de frânare trebuie sa îndeplinească urmatoarele condiții de fabricare și mentenanță: să se fabrice ușor, iar costul să fie redus, masa frânelor să fie cât mai mică deoarece fac parte din masa suspendată , materialele și tehnologia folosita trebuie să prevină apariția coroziunii, să se evite utilizarea materialelor prohibite, să se realizeze reglaje simple și pe cât se poate de mult să fie automate.

Deasemenea sistemul de frânare trebuie să îndeplinească urmatoarele condiții de fiabilitate: să asigure condiții de mentenabilitate,să permită frânarea în condiții de defectare parțială a sistemului 0,3 g pentru forța de 445 N pentru defectarea servofrânei sau a instalației hidraulice.

Sistemul de frânare trebuie să îndeplinească urmatoarele condiții de ergonomicitate: forța maximă de apăsare pentru decelerații de 1g trebuie să fie de 450 N în cazul acționării fără servoasistare și 220-330 N acționare cu servoasistare, cursa pedalei trebuie să fie maxim 150 mm la acționare fără servoasistare și 75-90 mm la acționarea cu servoasistare, forța de apăsare a pedalei pe cursa liberă trebuie să fie cuprinsă între 13-22 N, timpul de creștere a presiunii în circuitul hidraulic să fie de aproximativ 100 ms și acționarea frânei de staționare pe rampă/pantă de 30% trebuie să fie de 350 N în cazul levierului și 450 N în cazul pedalei.

Valorile de mai sus au fost găsite în cursul de Sisteme de frânare, direcție și suspensii, anul 2014-2015 și aproximate.

2.4. Dispozitivele componente sistemului de frânare

Un sistem de frânare se compune din pedala de frână, servomecanism vacuumatic, pompă centrală de frână, rezervor de lichid de frână, unitate ABS, conducte/racorduri flexibile, discuri de frână, etrier, plăcuțe de frână.

Pedala de frână este mecanismul de acționare al sistemului de frânare, aceasta fiind poziționată în interiorul habitaclului, sub bord, pe podul pedalier. Aceasta este formată dintr-o tijă ce acționează servomecanismul vacuumatic și postamentul unde talpa piciorului acționează frâna. Cursa pedalei de frână este limitată din motive ergonomice. În cazul autoturismelor și autoutilitarelor această cursă este limitată la 150 mm. Cursa pedalei până la frânare completă este deobicei 50-60% din cursa maximă a pedalei.

Servomecanismul vacuumatic este un sistem ce amplifică forța la pedala folosind depresiunea din admisie. Un servomecanism cu o membrană amplifică forța până la 2.5-4.5 ori, iar un servomecanism cu două membrane amplifică forța până la 8 ori. Servomecanusmul poate fi acționat direct de la pedala de frână (servomecanismul și pompa centrală formează un subansamblu comun) sau indirect datorită presiunii date de pompa centrală (pompa centrală și servomecanismul sunt dispuse separat). Construcția servomecanismului vacuumatic cu acționare directă cat și cel cu acționare datorită presiunii lichidului refulate de pompa centrală este prezentat în figura 19, respectiv figura 20 de mai jos:

tija de acționare a pistonului primar al pompei centrale

camera și racordul de vacuum

diafragma

Fig. 19. Servomecanism vacuumatic cu acționare directă [19]

piston

supapă în formă de clopot

filtru de aer

tija de comandă (acționată de pedala de frână)

arc disc de reacție

Fig. 20. Servomecanism vacuumatic cu acționare indirectă [19]

supapa din capătul tijei membranei 9- conducta de egalizare

pistonul hidraulic al servomecanismului 10- cameră de aer

cilindrul hidraulic al servomecanismului 11- membrană

pistonul cilindrului hidraulic de comandă 12- camera de vid

blocul de comandă 13- supapa de vid

arcul de rapel al pistonului 2 14- racord cu pompa centrală de frână

arcul de rapel al membranei 15- racord cu sursa de vid

supapa de aer 16- conductă cu filtru de aer

17- tija membranei

Sitemul ABS (Anti-Lock Braking system) este un sistem pentru autovehicule ce previne blocarea roților în timpul frânării, permitând șoferului să păstreze controlul direcției în timpul frânării și scurtând distanța de frânare.

Un sistem ABS este format dintr-o unitate electronică centrală, patru traductoare de viteză (pentru fiecare roată) și două sau mai multe supape hidraulice pe circuitul de frânare. Unitatea electronică centrală monitorizează în permanenență viteza de rotație a fiecărei roți, iar când aceasta detectează că una din roți se rotește mai încet decât celelalte, deschide supapele pentru a scădea presiunea în circuitul de frânare reducând forța de frânare pe roata respectivă. În ultima perioadă traductoarele de tip inductiv au fost înlocuite cu traductoare active, acestea fiind formate din plăcuțe semiconductoare care atunci când sunt parcurse de curent generează o tensiune Hall.

Pe suprafețe cu aderența mare, uscate sau ude, autovehiculele echipate cu ABS obțin o distanță de frânare mai bună decât cele fără ABS. Pe zapadă și pietriș, ABS-ul mărește distanțele de frânare evitând pe cât posibil adâncirea roților în substanțele menționate mai sus. Odată activat, ABS-ul va face ca pedala să pulseze în timpul frânării, fenomenul fiind datorat deschiderii supapelor de pe traseul de frânare.

Aceste blocuri electro-hidraulice sunt pline cu lichid de frână pentru a preveni blocarea supapelor din interior. Acestea sunt sensibile la calitatea lichidului de frână.

Pot avea și un acumulator hidraulic care apropie cateodată plăcuțele de disc pentru a le curăța, fără a încetini autovehiculul. Odată cu luarea piciorului de pe accelerație crește presiunea în Fig. 21. Sistem electro-hidraulic pentru ABS Mercedes

sistemul de frânare pentru Sprinter

a elimina jocurile din sistem, fără a încetini autovehiculul astfel încat când se pune piciorul pe pedala de frână se începe frânarea.

 Dezvoltarea electronicii a permis utilizarea pe scară largă a sistemelor de acționare electrice.  Și pentru sistemele ABS controlul presiunii hidraulice se face prin controlul curentului electric în solenoizii supapelor. În funcție de caracteristica supapei (presiune în funcție de curent) acestea se clasifică în:

electro-supape proporționale: deschiderea supapelor este proporțională cu curentul electric aplicat

electro-supape releu: au doar două poziții, deschis sau închis

motor electric

bloc de electro-supape

electro-supape

unitatea de control electronică

capac de protecție

Fig. 22. Componentele unui bloc electro-hidraulic de control ABS [39]

Sistemul ESP ( Electronic Stability Program) este un sistem ce are ca scop păstrarea controlului autovehiculului în situații de urgență. Sistemul ESP este format din sistemele ABS si TCS. Sistemul ESP a fost creat de inginerii de la Bosch, dar în timp acesta a evoluat sub alte denumiri ca DSC (Dynamic Stability Control), VSA ( Vehicle Stability Assist) sau VSC (Vehicle Stability Control). Acest sistem se găsește în ziua de astăzi pe toate autovehiculele și este format din mai multe elemente care lucrează împreună: traductori de viteză pentru fiecare roată ( acești traductori sunt folosiți și de sistemul ABS și TCS), traductor de măsurare a ratei de rotație ( este vorba de rotația autovehiculului în jurul axei sale verticale), un traductor ce masoară unghiul de virare a volanului și unitatea de control cu modulator hidraulic. Un autovehicul echipat cu un astfel de sistem nu își va pierde controlul și stabilitatea la efectuarea unor manevre mai violente, evitându-se accidentele.

Sistemul TCS (Traction Control System) este un sistem ce intervine pentru a nu permite ca una sau toate roțile motrice să rupă aderența. Acest sistem permite păstrarea controlului direcțional al autovehiculului atunci când se apasă pe accelerație brusc.

Rezervorul de lichid de frână este deobicei fabricat din material plastic și este amplasat în compartimentul motor, deasupra pompei centrale de frână. Acesta conține o sită fină pentru a filtra impuritățile și alimentează întregul sistem de frânare cu lichid de frână.

Conductele de frână sunt fabricate din cupru pentru a nu se sparge la presiuni ridicate. Acestea sunt modelate și amplasate conform specificațiilor constructorului, deobicei acestea nu trebuie să intersecteze zone cu temperaturi ridicate. Există racorduri flexibile amplasate în zona roților viratoare, acestea fiind fabricate din cauciuc și prinse de conductele din cupru și etrier prin intermediul unor

coliere. Fig. 23. Rezervor de lichid de frână

Pompa centrală de frână are doi cilindri principali cu dispunere axială ( tandem) cuprinși într-un corp comun. Construcția pompei centrale în tandem cu supapa centrală montată în circuitul secundar este prezentată în figura 24 de mai jos:

Fig. 24. Pompa centrală de frână în tandem cu supapa centrală montata în circuitul secundar [19]

corpul pompei 7- supapa centrală

camere de presiune 8- opritorul supapei centrale

orificiile de refulare către circuite 9- garniturile camerelor de presiune

conexiuni cu rezervoarele de lichid de frână 10- garniturile de separare

pistonul primar 11- orificiu de compensare

pistonul secundar

Întotdeauna orificiul de alimentare situat în spatele garniturii de presiune ( când pistonul este în poziția neutră) are diametrul mai mare ( 2…4 mm) pentru a permite trecerea unor cantități mai mari de lichid, iar orificiul de compensare situat în fața garniturii de presiune are diametrul mai mic (0.2….0.5 mm) pentru micșorarea cursei libere a pedalei de frână.

Legatura dintre rezervor și cilindrul pompei se face numai prin orificiile de alimentare, iar funcțiile de compensare și de amorsare la revenirea rapidă a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului, montată cu joc axial și radial în canalul din piston. Canalul din piston al garniturii cumunică cu camera de presiune din fața pistonului prin canalele radiale, această soluție numindu-se cu garnitură flotantă și este prezentată în figura 25 de mai jos:

Fig. 25. Pompă centrală de frână în tandem cu garnituri de presiune flotante [19]

21- niplu de capat

22,26 – orificii de refulare spre circuite

23 – corpul pompei

24,27 – camerele de presiune

25,28 – orificii de legatură cu rezervoarele de lichid

29 – piston primar

30,34 – șuruburi limitatoare pentru pistoane

31,35 – arcuri de rapel

32 – garnitură de presiune separatoare

33- piston secundar

36- arcul garniturii de presiune flotante

37 – garnitură de presiune flotantă

38 – segment

39,40 – canale de compensare și de amorsare

Avantajul acestei soluții este desființarea orificiului de compensare din cilindrul pompei.

Etrierul de frână joacă un rol foarte important în buna funcționare a sistemului de frânare. El trebuie să asigure siguranță maximă, fără sunete neplăcute la frânare, să nu existe vibrații și uzura sa trebuie să fie simetrică în contact cu plăcuțele de frână. Deobicei etrierele sunt fabricate din fontă sau oțel, matrițate, prelucrate și aplicându-se tratamente și finisări.

Etrierele pot fi fixe sau flotante, cu un singur piston sau cu mai multe. Etrierele conțin orificii în care vin montate conductele de frână și o supapă de aerisire a sistemului de frânare.

Fig. 26. Construcția unui sistem de frânare cu etrier fix [12]

Fig. 27. Construcția unui sistem de frânare cu etrier flotant [12]

Plăcuțele de frână reprezintă componentele sistemului de frânare al unui autovehicul ce asigură frânarea respectiv oprirea acestuia, prin folosirea forțelor de frecare dintre plăcuțele de frână și discul de frână, la comanda șoferului autovehiculului sau a sistemelor automate de stabilitate.

Plăcuțele de frână au doua suprafețe (interioară și exterioară) ce sunt lipite una de cealaltă. Suprafața interioară intră în contact cu discurile de frână și este fabricată dintr-un material rezistent la frecare și la temperaturi ridicate rezultate în urma interacțiunii acestora. Suprafața exterioară este formată dintr-un suport metalic. La frânare plăcuțele unui autovehicul pot atinge 700°C.

Plăcuțele de frână pot fi:

plăcuțe de frână organice: sunt fabricate din fibre non-metalice lipite într-un material compozit. Acest material este tratat cu elemente de tip grafit și pudră de metal, iar pe lângă aceste materiale se mai adaugă materiale de umplutură ce au rolul de a reduce zgomotul și de a spori transferul de căldură.

plăcuțe de frână semi-metalice: sunt un ameste de materiale organice și metale ( de la oțel și fier până la cupru). Aceste plăcuțe sunt mai tari și au o rezistență mai mare la căldură.

plăcuțe de frână metalice: sunt fabricate dintr-un amestec de metale presate. Aceste tipuri de plăcuțe se foloseau în trecut, iar în prezent nu se mai folosesc.

plăcuțe de frână sintetice: sunt cele ceramice, realizate dintr-un material compozit non-metalic sau non-organic, folosindu-se fibra de sticlă sau fibre aramid. Au o greutate mai redusă, sunt mai rezistente, au o eficiență ridicată atât la cald cât și la rece, dar acestea au ca dezavantaj prețul foarte ridicat ( aproape de două ori mai mult).

Cele mai bune performanțe de frânare le au placuțele de frână organice, dar se uzează mai repede ca celelalte tipuri de plăcuțe de frână. Plăcuțele de frână semi-metalice sunt cele mai utilizate în prezent pe majoritatea autovehiculelor, fiind mai tari și mai rezistente.

Fig. 28. Placuțe de frână

Discurile de frână sunt presate pe exterior și interior de către plăcuțele de frână. Această presiune generează o forță de frecare foarte mare, reducând viteza autovehiculului până la oprire. Discurile de frână sunt fabricate din fontă sau ceramică. Discurile de frână pot fi de două tipuri: masive (pline) și cu aerisire interioară ( ventilate). Datorită canalelor de răcire practicate din construcție pe direcție radială, discurile ventilate au o capacitate mai mare de a acumula caldura și de a se autorăci mai repede decât cele masive. Deasemenea discurile de frână pot avea practicate șanțuri pe suprafețele de contact cu plăcuțele de frână. Aceste discuri au un efect pozitiv în condiții de umiditate deoarece găurile sau șanțurile pot preveni apariția unor pelicule de apă între disc și plăcuțe. Discurile de frână ceramice sunt folosite la autovehicule de curse sau formula 1. Aceste discuri de frână ceramice se comportă mai bine la regimuri termice ridicate față de discurile de frână din fontă. Ele au greutatea mai redusă și deasemenea nu se uzează la fel de repede ca cele din fontă.

Fig. 29. Disc de frână masiv (plin) [40]

Fig.30. Disc de frână ceramic [36]

Fig. 31. Disc de frână ventilat [41]

2.5. Alegerea și definitivarea modelului de sistem de frânare

Impus în tema de proiect este sistemul de frânare față cu disc.

Ca avantaje ale sistemuli de frânare cu disc sunt urmatoarele:

distribuție uniformă a presiunii pe suprafețele de frecare, deci o uzură uniformă a garniturilor de fricțiune și necesitatea mai rară a reglării

suprafață mare de răcire și condiții mai bune pentru evacuarea căldurii

stabilitate în funcționare la temperaturi joase și ridicate

echilibrarea forțelor axiale și absența celor radiale

timp de răspuns redus datorită jocurilor reduse între discul de frână și plăcuțe

asigură același moment de frânare indiferent de sensul de mers

masă redusă

înlocuirea ușoara a plăcuțelor de frână

realizarea reglării automate a jocului dintre plăcuțe și disc

Ca dezavantaje a sistemului de frânare cu disc se numără urmatoarele:

solicitări termice mai mari pentru plăcuțele de frână

dificultatea realizării frânei de staționare sau siguranță cu o eficacitate suficientă în cazul utilizării frânei cu disc pentru puntea spate

Capitolul 3. Proiectarea generală a (sub)ansamblului din tema de proiect

3.1. Analiza dimensiunilor discului de frână la modelele similare

Pentru a analiza dimensiunile discului de frână la modele similare se va folosi metoda histogramelor prezentată în capitolul 1. Se va trece într-un tabel diametrul discului de frână, numărul găurilor de așezare și dacă este ventilat sau nu, pentru fiecare model similar.

Tabelul 2.0. Diamentrul discului de frână al modelelor similare de autovehicule

Tabelul 2.1. Dimensiunea intervalelor de observare și numărul de intervale pentru analizarea dimensiunilor discului de frână

Fig. 32. Distribuția valorilor diametrului discului de frână a modelelor similare

Fig. 33. Distribuția valorilor numărului de găuri de așezare a discului de frână

După cum se poate observa în histogramele de mai sus majoritatea valorilor diametrului discului și numărului de găuri a discului de frână se încadrează în cel de-al treilea interval sau al patrulea interval. Se poate observa în cazul diametrului discului de frână există două intervale egale, cel cu diametre ale discului mai mici, ceea ce ne poate arăta că roata este mai mică față de celalte modele similare. Intervalul cu diametre ale discului mai mari conține autovehicule ce pot avea o roată de dimensiuni mai mari sau constructorul a vrut o suprafață utilă de contact între plăcuță și disc mai mare pentru o mai bună frânare. În urma analizei histogramelor de mai sus se va alege diametrul discului de 300 mm, acesta având un număr de 5 găuri de așezare a discului.

În urma alegerii diametrului exterior al discului de frână se calculează diametrul interior cu forumula:

(19)

Se alege 0.6 ca rezultat al fracției, iar raza interioară se calculează:

mm, ,

unde este raza interioară a discului de frână, este raza exterioară a discului și este diametrul interior.

3.2. Calculul frânei cu disc

Fig. 34. Schema de calcul pentru frâna cu disc

În figura 34. de mai sus se prezintă schema de calcul pentru determinarea momentului de frânare.

Forța normală pe elementul de arie este , iar forța de frecare .

Momentul forței de frecare elementare în raport cu centrul O va fi: , iar momentul total de frecare ( momentul de frânare pentru toate suprafețele de frecare) se determină cu relația:

(20)

Dacă se înlocuiește presiunea p cu relația: (21)

atunci expresia momentului de frânare devine: (22)

unde este raza medie mm (23)

Se recomandă pentru 2α = 45…50°. Se alege 2α = 50.

În figura 35 a. forța normală N se determină din condiția de echilibru a garniturii de fricțiune în funcție de valoarea forței de acționare S a pistonului.

S-N-μ'μN=0 -> (24)

unde μ – coeficientul de frecare dintre disc si garnitură, iar μ' – coeficientul de frecare dintre placa suport a garniturii și corpul cilindrului de acționare (μ'=0.05 ….0.1)

În cazul coeficientului de frecare μ se alege pentru acesta valoarea μ=0.3, iar pentru μ' se alege valoarea μ'=0.07.

b.

Fig. 35. Forțele ce acționează asupra garniturilor de fricțiune la frâna cu disc [11]

În cazul frânei cu efect servo (figura 35 b.) ecuațiile de proiecții a forțelor ce acționează asupra garniturii de fricțiune sunt:

(25)

(26)

rezultă: (27)

Autoblocarea frânei are loc când numitorul relației de mai sus se anulează, iar forța N tinde către infinit. Autoblocarea are loc atunci când:

-> (28)

Coeficientul de eficacitate la frânele cu disc este definit de relația:

(29)

În cazul frânelor cu disc cu efect servo coeficientul de eficacitate este:

(30)

3.3. Dimensionarea de ansamblu a dispozitivului de frânare

La stabilirea momentelor de frânare la punțile autovehiculului se pornește de la premisa că autovehiculul trebuie să realizeze o decelerație maximă prevazută în normative.

În cazul dispozitivelor de frânare uzuale una dintre problemele importante o constituie alegerea corespunzătoare a raportului dintre momentele de frânare, respectiv forțele de frânare ce revin punților.

Din figura 36 de mai jos rezultă pentru reacțiunile normale dinamice la punți,neglijând efectele aerodinamice, cuplurile de inerție ale roților și rezistența la rulare:

(31)

(32)

Fig. 36. Forțele care acționează asupra autovehiculului la frânare

Pentru calcul se consideră că autovehiculul este încărcat complet, acesta fiind cel mai nefavorabil caz.

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

[daN] (33)

[daN] (34)

unde (35)

(36)

(37)

Se adoptă pentru coeficientul de frecare dintre calea de rulare și pneu

Cunoscând reacțiunile normale pe punți,forțele de frânare la limita de blocare se determină cu relațiile:

daN (38)

daN (39)

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

. (40)

Repartiția forțelor de frânare pe punțile autovehiculului se exprimă cu ajutorul coeficientului de repartiție υ. Legătura dintre va fi dată de relația:

(41)

Pentru fiecare punte coeficienții de repartiție sunt:

(42)

(43)

Decelerația relativă , (44)

pentru 0.2≤≤0.8

Autovehiculele trebuie deasemenea să satisfacă și condiții de stabilitate la frânare. În figura 37 de mai jos se prezintă valorile admise pentru coeficienții de utilizare a aderenței conform normativelor elaborate de CE și de STAS 11960-84 pentru autocamioane și autobuze.

Fig. 37. Valorile admise pentru coeficienții de utilizare a aderenței pentru autocamioane și autobuze

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

(45)

(46)

3.4. Verificarea frânelor la solicitările mecanice și termice

Durata de funcționare a frânelor este dată de regimul termic și solicitările mecanice dintre garniturile de fricțiune și disc.

Dimensionarea discurilor de frână se face, de regulă, analizând soluțiile similare existente, verificate în expluatare. Dimensionarea discurilor de frână se realizează pe considerente de rigiditate și solicitări termice.

3.4.1. Influiența unor factori asupra durabilității și dimensiunilor garniturilor de fricțiune

Puterea absorbită de către frână în cazul frânării cu decelerația este:

[kW] (47)

unde reprezintă masa autovehiculului, g este accelerația gravitațională, este decelerația la frânare și V este viteza de la care se începe frânarea.

Decelerația la frânare poate ajunge la 6-8 m/ dacă încercarea începe de la viteza maximă. Pentru calcul se alege ca fiind 6 m/, aceasta este decelerația admisibilă din standard, iar V este viteza maximă (150 km/h), rezultând puterea absorbită de către frână:

(48)

Pentru a obține, la frânarea autovehiculului, o decelerație egală cu cea impusă va fi necesară o forță de frânare egală cu:

[daN] (49)

unde este masa autovehiculului, g este accelerația gravitațională și este decelerația la frânare.

Putem exprima această forța de frânare la disc și cu ajutorul presiunii medii dintre garnitura de fricțiune și disc astfel:

, [daN] (50)

unde este coeficientul de frecare dintre disc și garnitura e fricțiune, este presiunea medie dintre garnitura de fricțiune și discul de frână, iar reprezintă suprafața garniturilor de fricțiune de la toate frânele autovehiculului.

Aria unei garnituri de fricțiune este:

A=π· (51)

unde reprezintă unghiul de înfășurare a garniturilor de fricțiune, este raza exterioară a discului de frână și este raza interioară a discului de frână.

Numărul tuturor garniturilor de fricțiune în contact cu discul de frână este de 8.

Presiunea medie dintre garnitura de fricțiune si discul de frână se calculează cu relația:

(52)

unde este masa autovehiculului, este suprafața garniturilor de fricțiune de la toate frânele autovehiculului, este raza de rulare, este raza medie a discului de frână, este decelerația la frânare, g este accelerația gravitațională și este coeficientul de frecare dintre disc și garnitura de fricțiune.

Raza de rulare este egală cu:

(53)

Forța la disc este dată de relația:

(54)

3.4.2. Verificarea solicitărilor mecanice ale frânelor

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

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

(55)

unde N este forța normală, este raza exterioară a discului de frână și este raza interioară a discului de frână.

Lucrul mecanic specific de frecare este durabilitatea garniturilor de fricțiune și este dat de relația:

, [daN/ (56)

unde reprezintă 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 că în timpul frânării variația energiei cinetice să fie egală cu lucrul mecanic de frânare, rezultând:

[J] (57)

unde V este viteza autovehiculului la începutul frânării, este masa autovehiculului și g este accelerația gravitațională.

Daca se înlocuiește în relația de mai sus rezultă relația de calcul pentru :

[daN] (58)

unde este masa autovehiculului, g este accelerația gravitațională, V este viteza autovehiculului la începutul frânării și este suprafața garniturilor de fricțiune de la toate frânele autovehiculului.

Se va efectua calcul pentru viteza de 30 km/h și viteza maximă (150 km/h):

(59)

(60)

În cazul lucrului mecanic specific pentru vitezele menționate mai sus rezultă:

(61)

(62)

Puterea de frânare necesară la frânarea unui autovehicul până la oprire cu decelerația maximă este dată de relația:

(63)

unde este masa autovehiculului, g este accelerația gravitațională, este decelerația maximă la frânare și este viteza maximă în .

Puterea specifică este:

(64)

unde P este puterea de frânare și este suprafața garniturilor de fricțiune de la toate frânele autovehiculului.

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

(65)

unde este masa autovehiculului, g este accelerația gravitațională și A este suprafața unei singure garnituri de fricțiune.

3.4.3. Calculul termic al frânelor

La frânele cu disc solicitările termice prezintă o importanță foarte mare, ele fiind mult mai mari ca la frânele cu tambure. Aceste solicitări prezintă variații foarte rapide în timp și cu gradienți de temperatură foarte mari.

Calculul termic al frânelor unui autovehicul se poate face numai pe baza unor date experimentale referitoare la condițiile reale de răcire ale frânelor în procesul frânării.

Cantitatea de căldură degajată la frânare într-o secundă este dată de relația:

(66)

unde reprezintă alunecarea discului pe garnitura de fricțiune, este coeficientul de frecare dintre disc și garnitura de fricțiune, este presiunea dintre garnitura de fricțiune și discul de frână, este suprafața garniturilor de fricțiune ce acționează pe o roată.

Alunecarea discului pe garnitura de fricțiune se calculează cu relația:

(67)

unde V este viteza maximă ( 150 km/h), este raza medie a discului de frână și este raza de rulare.

Densitatea fluxului de caldură se determină cu relația:

[] (68)

unde Q este cantitatea de căldură degajată la frânare într-o secundă, este suprafața garniturilor de fricțiune ce acționează pe o roată, este coeficientul de frecare dintre disc și garnitura de fricțiune, este presiunea dintre garnitura de fricțiune și discul de frână și reprezintă alunecarea discului pe garnitura de fricțiune.

Pentru verificarea solicitărilor termice ale comportării sistemului de frânare calculat se va realiza un calcul al frânelor în cazul unei frânări intensive. Bilanțul termic la frânarea intensivă de la viteza maximă până la oprirea autovehiculului este:

(69)

unde este coeficient ce reprezintă fracțiune din caldura produsă și preluată de disc, în cazul de fața se ia 99%, este masa autovehiculului, g este accelerația gravitațională, greutatea discului, c este căldura masică, este numărul roților frânate și este creșterea de temperatură a discului.

Din relația 69 de mai sus rezultă relatia cu care se poate determina creșterea de temperatură a discului în cazul unei frânări intensive de la viteza maximă până la oprire:

(70)

unde este masa autovehiculului, V este viteza maximă de la care se începe frânarea, este coeficient ce reprezintă fracțiune din caldura produsă și preluată de disc, , greutatea discului, c este căldura masică și este numărul roților frânate.

Pentru calcul s-a ales ca discul sa fie din fontă, iar masa acestuia a fost comparată între modelele similare și cele cântarite, iar pentru caldura masică s-a studiat un tabel și s-a adoptat valoarea de 0.15.

Se consieră ca temperatura discului de frână la momentul începerii frânării este de 30°C, ceea ce rezultă ca temperatura maximă la care poate ajunge discul de frână este de 187°C. Această valoare este mai mică decat cea admisibilă și anume 400 °C și ne arată ca discul de frână calculat rezistă în cazul unei frânări intensive când autovehiculul este maxim încărcat.

3.5. Calcularea diametrului pistonașului din etrier.

Pentru a dimensiona pistonașul din etrier se ține cont că presiunea în sistemul de frânare când autovehiculul are ABS este de maxim 160 bari, iar S=N. Relațiile pentru dimensionarea pistonașului sunt:

(71)

unde p este presiunea maximă în sistemul de frânare, N este forța normală și este aria pistonașului.

Odată cu calcularea ariei pistonașului se calculează raza și diametrul acestuia cu relațiile:

, (72)

Din catalog se alege diametrul pistonasului standardizat, imediat superior, ca fiind .

3.6. Calcularea spațiului de frânare

Spațiul de frânare determină în mod direct calitățile de frânare și siguranța circulației.

Pentru a determina relația spațiului de frânare se pornește de la definiția decelerației care este prezentată în relația:

(73)

În timpul frânării viteza variază de la la și rezultă relația spațiului de frânare:

[m] (74)

unde g este accelerația gravitațională, este masa autovehiculului, sunt reacțiunile tangențiale, V este viteza maximă a autovehiculului, k e coeficient aerodinamic și A este suprafața transversală a autovehiculului.

Considerând reacțiunile tangențiale constante rezultă relația:

[m] (75)

Se consieră ca frânarea se face pe toate roțile autovehiculului, pe un drum orizontal și deasemenea frânarea se face până la oprirea acestuia. În urma acestor ipoteze rezultă relația:

m (76)

unde V este viteza maximă a autovehiculului, g este accelerația gravitațională și φ este coeficientul de frecare dintre pneu și calea de rulare ( se alege φ = 0.9).

Spațiul de frânare admisibil în cazul unui autovehicul autoutilitar cu masa totală peste 3500 kg este dată de relația:

-> m (77)

După cum se vede spațiul de frânare al autovehiculului calculat este de 98 m și este mai mic decât cel admisibil, ceea ce ne demonstrează ca autovehiculul va opri mult mai repede decât alte autovehcule cu masa totală mai mare de 3500 kg.

3.7. Calcularea timpului de frânare

Timpul de frânare are o importanță majoră în analiza proceselor de lucru ale dispozitivului de frânare. Un proces de frânare este împărțit în mai multe etape ce vor fi prezentate în graficul de mai jos:

Fig. 38. Timpul de frânare al autovehiculului

De la 0 la t0 reprezintă timpul de reacție al șoferului, de la t0 la t1 reprezintă timpul inițial de răspuns, de la t1 la t1' reprezintă timpul de creștere a presiunii în sistem, de la t1 la t4 reprezintă timpul activ de frânare, iar de la t0 la t4 este timpul total de frânare.

t0 este momentul aplicării forței pe dispozitivul de comandă

t1 este momentul începerii decelerației

t1' este momentul în care presiunea din cilindrul receptor ajunge la 75% din presiunea nominală

t2 este momentul când se atinge decelerația maximă

t3 este momentul când se termină decelerația maximă

t4 este momentul de oprire al autovehiculului

de la t4 la s este mișcarea de tangaj a autovehiculului

Cosiderându-se ca frânarea se face pe un drum orizontal până la oprirea autovehiculului, frânarea se începe de la viteza maximă (150 km/h) și neglijându-se rezistența aerului, timpul activ de frânare se calculează cu relația:

s (77)

unde V reprezintă viteza de la care se începe frânarea ( se consideră viteza maximă 150 km/h), g este accelerația gravitațională și φ este coeficientul de frecare dintre calea de rulare si pneu ( se consideră acesta ca fiind 0.9).

Capitolul 4. Mentenanța sistemului de frânare

4.1. Generalități

Conform [15], mentenanța reprezintă totalitatea acțiunilor tehnico-organizatorice efectuate în scopul păstrării bunei funcționari sau a restabili buna funcționare a unui sistem complex, de exemplu autovehiculul.

Zilnic, înaintea plecării în cursă, în timpul cursei sau după cursă, autovehiculul trebuie verificat pentru a se pastră siguranța circulației și a pasagerilor și pentru proțectia mediului. Pentru asigurarea condițiilor corecte de transport și siguranța circulației se verifică nivelul de lichid de frână din sistemul de frânare, se verifică starea și fixarea capacului rezervorului de lichid de frână, se verifică printr-o privire rapidă etanșeitatea sistemului de frânare, se verifică starea pedalei de frână să nu aibă cursă moartă și deasemenea starea mecanismelor de acționare a frânei de siguranța și parcare. [15]

Schimbarea lichidului de frână, a reparațiilor sistemului de frânare, schimbarea plăcuțelor de frână, a discului de frână sau a conductelor de frână se efectuează de către personal calificat atunci când se observă o funcționare necorespunzatoare a sistemului de frânare, cu prilejul unei Revizii tehnice de gradul II sau la un număr de kilometri sau ani specificați de constructorul autovehiculului.

4.2. Modificarea stării tehnice

Fenomene de uzare:

Conform [15], uzura este rezultatul procesului de uzare și reprezintă cantitatea de material îndepărtată din cuplă în urma procesului de uzare.

Uzarea plăcuțelor de frână reprezintă o uzare normală datorată procesului de frânare. Plăcuțele de frână rezistă mai mult sau mai puțin, în funcție de Fig. 39. Plăcuță de frână uzată

tipul autovehiculului, condițiile de utilitare a sistemului de frânare sau a materialului din care sunt fabricate plăcutele.

Uzarea discului de frână este la fel ca uzarea plăcuțelor de frână, o uzare normală, dar față de acestea, discul se uzează mult mai greu față de ele.

Atât plăcuțele de frână cât și discurile de frână de pe puntea față se uzează mai repede decât cele de pe puntea spate, din cauza sarcinii care este transmisă în momentul frânării. Fig. 40. Disc de frână uzat [42]

Uzarea garniturilor din interiorul pompei de frână face ca odata cu apăsarea pedalei de frână, lichidul în loc sa fie trimis spre cilindri receptori și să împingă pistoanele, scapă pe lângă garnituri, asfel frânarea să nu se mai realizeze corespunzător.

Uzarea garniturilor din interiorul etrierului face să pătrunda impurități și apă între etrier și piston sau să iasă lichid de frână în exterior.

Fenomene de deformari si ruperi:

În timp arcul supapei de reținere din cadrul pompei centrale de frână își modifică elasticitatea datorită forțelor ce acționează asupra acestuia. Deasemenea se poate fisura membrana servomecanismului vacuumatic din cauza imbătrânirii. Această membrană suferă variații de temperatură mari și din cauza oboselii se poate fisura.

Se poate fisura sau sparge rezervorul de lichid de frână datorită montării sau demontarii necorespunzătoare.

Racordurile flexibile se pot fisura și sparge datorită îmbătrânirii acestora sau datorită contactului acestora cu roțile viratoare, roata atingând racordul flexibil datorită neprinderii corespunzătoare de caroserie sau de alte subansamble.

Conductele de frână din aluminiu sau cupru se pot rupe atunci când se desfac de pe etrier sau pompe datorită blocării acestora. Deobicei pentru demontarea conductelor de frână se folosește o cheie specială care acționează pe cinci laturi ale piuliței.

Conductele sau racordurile flexibile se pot sparge în mers datorită presiunii mari din sistemul de frânare atunci când se acționează acest sistem.

Se poate rupe sau să își modifice elasticitatea arcul rapel al pedalei de frână datorită forțelor mari de apăsare și numărului mare de apăsări ale pedalei de frână.

Datorită regimului termic ridicat și în contact cu apa, discurile de Fig. 41. Disc de frână fisurat

frână se pot fisura sau chiar rupe.

Fenomene de blocare sau gripare:

Se pot bloca pistoanele din etrier datorită impurităților pătrunse între acestea și etrier. Mai poate pătrunde apă datorită uzurii garniturilor, ceea ce duce la corodarea și blocarea pistoanelor în etrier.

Deasemenea se pot bloca plăcuțele de frână între etrier și disc datorită regimului termic ridicat și datorită materialului slab calitativ a plăcuțelor de frână. Fig. 42. Pistonaș blocat în etrier [43]

În cazul etrierelor flotante se pot bloca culisele, iar acesta nu mai culisează. Aceste culise trebuiesc unse cu o unsoare specială, rezistentă la temperaturi ridicate.

Depuneri de substanțe:

Datorită materialului, racordurile flexibile se pot exfolia în interior și pot înfunda sistemul de frânare. Se pot depune substanțe pe plăcuțele de frână sau pe disc ( apă, lichid de răcire, lichid de frânare, ulei) datorită neetanșeitătii sistemelor, ceea ce duce la o eficacitate mai scăzută a frânelor.

4.3. Verificari

Se verifică nivelul de lichid de frână din rezervor, acesta trebuie să fie între limita de maxim și limita de minim inscriptionate pe rezervor. Deasemenea se verifică dacă acesta are o culoare galbenă-verzuie pentru a fi corespunzator. Dacă culoarea lichidului de frână este maronie sau cenușie neagră înseamnă că este degradat și trebuie înlocuit. Se mai poate verifica punctul de fierbere al lichidului de frână, în general trebuie să fie între 200-250°C.

Se mai verifică cursa liberă a pedalei de frână, aceasta trebuie să fie între 2 și 5 mm.

Se verifică uzura plăcuțelor de frână, acestea deobicei au un traductor imprimat în acestea, iar când ajuge la limita maximă se aude un zgomot specific. Fig. 43. Traductorul amplasat în plăcuța de frână

Deasemenea se verifică uzura

discului de frână, această uzură se măsoară cu ajutorul unui șubler special sau cu un micrometru și se compară cu valoarea minimă admisibilă deobicei trecută pe discul de frână. În cazul în care nu este valoarea minimă admisibilă trecută pe discul de frână sunt trecute valorile minime admisibile în programe sau prescripții.

Se pot face verificări și la nivelul servomecanismului vacuumatic, acesta fiind verificat cu motorul pornit sau cu motorul oprit. Cu motorul pornit, având depresiune în galeria de admisie, acesta ar trebui să funcționeze corespunzător, iar cu ajutorul unui pedometru (traductor de forță) amplasat pe piciorul șoferului, se apasă pedala de frână și se vede efortul de acționare. În general efortul maxim este aproximativ 50 daN. Cu motorul oprit, dupa 5-10 minute, ar trebui să Fig. 44. Măsurarea discului de frână[35]

avem efort de amplificare a forței la urmatoarele 2-3 apăsări ale pedalei de frână.

În zilele de astăzi se mai pot face verificări cu ajutorul standurilor cu rulouri și a programelor de diagnoză.

Cu ajutorul standurilor și programelor de diagnosticare se poate verifica și compara valorile maxime ale forțelor de rezistența la roți, verificarea dezechilibrului la frânare, verificarea ovalității și verificarea eficacității frânelor.

Fig. 45. Stand cu rulouri

Acest stand cu role conține câte un motor electric și un reductor pentru fiecare pereche de role, deasemenea legătura dintre ele se face cu ajutorul unei transmisii cu lanț. Între rulourile aceleiași punți există și o rolă antiblocare.

Relația dezechilibrului este:

(78)

unde reprezintă forța maximă de frânare și forța minimă de frânare.

Relația eficacității frânelor pentru fiecare punte este:

(79)

(80)

unde reprezintă forța de frânare a roții din stânga a punții față, reprezintă forța de frânare a roții din dreapta a punții față, reprezintă forța de frânare a roții din stânga a punții spate și reprezintă forța de frânare a roții din dreapta a punții spate.

Conform [20], ovalizarea reprezintă variația forței de frânare la menținerea constantă a apăsării pedalei de frână, datorată deformării suprafețelor de frecare ale mecanismului de frânare al unei roți.

Ovalizarea se calculează cu relația:

[%] (81)

Fig. 46. Programul de diagnosticare pentru măsurarea ovalității

4.4. Operațiuni de reglare

În cazul sistemului de frînare, o operațiune de reglare este aceea de a regla cursa liberă a pedalei de frână. Cursa liberă trebuie să fie între 2-5 mm și se reglează de la piulița amplasată în servomecanismul vacuumatic sau se mai poate regla dintr-o bucșă.

Deasemenea în cazul autovehiculelor din prezent, jocul dintre plăcuțele de frână și disc se reglează automat, având dispozitive speciale de reglare, iar jocul dintre cele două trebuie să fie de 0.5 mm.

La unele autovehicule se mai poate regla și jocul dintre tija și pistonul pompei centrale. Acest joc oferă siguranța că orificiul de compensare este deschis tot timpul, când pedala de frână este liberă. Jocul dintre cele două elemente menționate mai sus se compară cu prescripțiile constructorului și trebuie să se încadreze în limitele menționate de către acesta.

Se reglează cursa liberă a dispozitivului de comandă a frânei de mână.

4.5. Întreținerea sistemului de frânare

Ca întreținere a sistemului de frânare trebuie verificat în fiecare zi etanșeitatea sistemului de frânare printr-o privire rapidă sub autovehicul și observând dacă nu există scurgeri de lichid de frână, verificarea și completarea, daca este cazul, a nivelului lichidului de frână din rezervor.

În cazul în care se observă că sistemul de frânare nu mai este eficient, trebuie să se elimine aerul din sistemul de frânare și se verifică starea plăcuțelor de frână și a discului de frână. Deasemenea lichidul de frână trebuie schimbat la un număr de ani specificat de constructor.

Capitolul 5. Proiectarea discului de frână

5.1. Rolul funcțional al discului de frână

Discul de frână este o componentă a sistemului de frânare și este presat pe interior și exterior de plăcuțele de frână. Această presare generează o forță de frecare care reduce viteza autovehiculului până la oprire. Discul de frână poate fi ventilat sau neventilat, cel neventilat fiind răcit prin lateral de către aerul care circulă pe suprafețele de lucru, iar cel ventilat are prelucrate fante speciale în interior.

Datorită factorilor nefavorabili de mediu, a regimului aspru de funcționare și poziționării subansamblului, pentru fabricarea discului de frână trebuie folosite materiale care sa fie cât mai rezistente la coroziune și la agenții externi cum ar fi apa și particulele de praf.

Suprafețele de lucru ale discului de frână trebuiesc ferite de contactul cu substanțe de lubrifiere pentru a avea o eficacitate bună și pentru o funcționare normală a sistemului.

Discul de frână este solicitat puternic la șocuri termice, în timpul funcționării existând temperaturi foarte mari la nivelul acestuia. El mai este solicitat mecanic în zona prezoanelor și în zona suprafeței de lucru, datorită presiunii plăcuțelor de frână.

5.2. Condiții tehnice impuse piesei finite

Condiții tehnice generale de prelucrare a pieselor de tip disc:

ajustarea sa fie cuprinsă între treptele 6-8 de precizie

abaterile de la paralelismul suprafețelor frontale să nu depășească 0.03 – 0.05 mm

abaterile de coaxialitate și de perpendicularitate ale suprafețelor frontale să fie cuprinse între 0.05 – 0.22 mm

Condiții tehnice impuse discului de frână:

rezistență mecanică și rigiditate ridicată

rezistență mare la uzură

precizie dimensională, de formă și de poziție reciprocă a suprafețelor de lucru în raport cu axa de simetrie

variații cât mai mici în raport cu temperaturile ridicate

Condiții tehnice impuse prin desenul de execuție:

rugozitatea generală trebuie să fie de 6.4 μm

rugozitatea suprafețelor plane exterioare de asamblare cu butucul roții trebuie să fie de 3.2 μm

rugozitatea suprafeței plane exterioare pe care se acționează plăcuța mobilă acționată de etrierul flotant trebuie să fie de 0.4 μm

suprafețele plane exterioare de asamblare cu butucul roții trebuie să aibă o abatere de perpendicularitate față de axa de simetrie a piesei de 0.01 mm

găurile filetate trebuie să aibă o abatere de paralelism față de axa de simetrie a piesei de 0.03 mm

abaterea de bătaie frontală a suprafeței exterioare pe care se acționează plăcuța mobilă, acționată de etrierul flotant și suprafața plană exterioară pe care se montează etrierul flotant trebuie să fie de 0.01 mm

Fig. 47. Desenul de execuție cu condițiile amplasate

5.3. Analiza tehnologicității construcției piesei

Conform [18], tehnologicitatea reprezintă o caracteristică complexă a construcției piesei, ea asigurând fabricarea piesei prin cele mai economice procedee tehnologice, cu forța de muncă minimă, cu utilaje cât mai puține, materiale cât mai ieftine și cât mai puțină energie, piesa făcându-se cât mai rapid și asigurându-se performanțele, eficiența și fiabilitatea în exploatare.

Discul de frână trebuie să aibă o construcție relativ simplă, o formă geometrică optimizată în vederea reducerii greutății piesei, trebuie să se aleagă materialul corespunzator fabricării și deasemenea să se poată schimba cu altul nou în cazul unei defecțiuni.

Semifabricatele pentru piesele de tip disc se obțin foarte ușor prin turnare statică, turnare sub presiune sau turnare în vid pentru producții de serie mare și de masă. Forma semifabricatului este simplă, fără înclinări de suprafață și va avea raze de racordare ușoare de obținut. Conform STAS, adaosul de prelucrare trebuie să fie de 2-3 mm, obținându-se un indice de utilizare foarte bun al materialului.

Discul de frână se obține prin prelucrarea mecanică de tip strunjire, iar găurile filetate se prelucrează prin burghiere și apoi filetare, operațiuni ieftine și ușor de realizat. Forma discului de frână asigură o prelucrare mecanică ușoara, este asigurat accesul ușor al sculei în zona de prelucrare și deasemenea accesul ușor al aparatelor de măsură și de verificat.

5.4. Alegerea justificată a materialului pentru fabricarea piesei

Discurile de frână sunt fabricate în general din fontă cenușie, acest material având un coeficient de frecare mare și o rezistență mare la uzură în contact cu plăcuțele de frână.

Discurile de frână mai pot fi fabricate din două materiale (fonta și aluminiu) co-turnate, aceste discuri fiind folosite pentru autovehiculele de curse. Acest disc co-turnat are următoarele avantaje: masă mai redusă față de celelalte discuri de frână, performanțe de frânare mai bune și uzură mai redusă. Aceste discuri au materialul compozit din ceramică cu fibre de carbon numai pe suprafața de frânare și suprafața de fixare este din aluminiu turnat sau oțel.

Cum autovehiculul proiectat nu este de curse ci este unul pentru a căra marfă sau a distribui mărfuri, se va folosi fonta cenușie ca material pentru fabricarea piesei.

Fonta cenușie are proprietăți foarte bune de turnare, o fiabilitate bună și se poate turna la temperaturi foarte mari de 1640-1720 K. Pentru a alege materialul se consultă un tabel extras din STAS 568-82 conținând tipul fontei, diametrul piesei brut turnate, rezistența la tracțiune, rezistența la tensionare și duritatea Brinell.

Tabelul 2.2 . Caracteristicile unor materiale de tip fontă cenușie

Se va aege în urma analizei tabelului de mai sus, pentru fabricarea discului de frână plin, fonta cenușie Fc 380, aceasta având rezistența și duritatea cea mai ridicată față de celelalte tipuri de fonte cenusii.

5.5. Analiza comparativă a metodelor și procedeelor concurente și adoptarea variantei optime

Discurile de frână se obțin prin turnare, aceasta este o metodă tehnologică de fabricare a unei piese prin solidificarea unei cantități de metal lichid, introdus într-o cavitate cu forma necesară. Forma de turnare poate fi construită din una sau mai multe părti sau să existe o suprafață de separație x-x care împarte forma, respectiv piesa in mai multe parti. În cazul nostru având de fabricat disc de frână plin, suprafața de separație x-x va fi pe suprafața utilă interioară a discului de frână.

În funcție de numărul de turnări ce se pot efectua în aceeați formă, procedeele de turnare pot fi în forme temporare ( folosite la o singură turnare, după care aceste forme se distrug pentru a scoate piesa), în forme permanente ( folosite la un număr foarte mare de turnări, ajungându-se la sute de mii de turnari fără reparații) sau în forme semipermanente (folisite la câteva turnări, după fiecare turnare aceste forme trebuiesc reparate).

În cazul fontei cenușii se va folosi procedeul de turnare în forme temporare, acest procedeu având ca avantaje o economicitate sporită a procesului de fabricare, forma semifabricatului este foarte apropiată de cea a piesei finite, se prelucrează mai ieftin, iar preciziile de formă, dimensiune și concetricitate se ating foarte ușor.

Acest procedeu are ca dezavanaj timpul foarte mare de prelucrare a formelor.

Forma va avea doua parți și un plan de separație x-x, forma de turnare fiind realizată din nisip, iar forma propriu-zisă a semifabricatului va fi dată de două piese din metal sau lemn, câte una pentru fiecare ramă.

Procesul tehnologic de formare constă în urmatoarele operații:

se așează modelul pe o planșetă de lemn

se așează rama de formare pe planșetă și se pudrează cu praf de licopodiu sau nisip pentru a se evita aderarea amestecului de formare la model

se așează amestecul de model într-un strat uniform, deasupra modelului

se completează cu amestec de umplere

se îndeasă forma cu bătătorul

se înlătură surplusul de material și se execută canale de aerisire

se întoarce rama la 180°

se montează cea de-a doua parte de model

se montează cea de-a doua ramă, se pudrează modelul și suprafața de separare a formei

se introduce amestecul de model și se așează modelul piciorului pâlniei de turnare și răsuflatoarea

se completeaza cu amestec de umplere și se bate cu bătătorul

se înlătură surplusul de material de formare și se execută canale pentru îndepărtarea gazelor

se desfac formele, se scoate modelul și se finiseaza forma

se montează miezul și se asamblează formele pentru turnare[21]

5.6. Stabilirea poziției semifabricatului în formă sau în matriță și a planului de separație

Se va executa o schiță pentru prezentarea poziției semifabricatului în formă cu evidențierea planului de separație al piesei adoptat din carțile de specialitate.

Fig. 48. Poziția semifabricatului în forme și planul de separație

5.7. Stabilirea adaosurilor de prelucrare și execuția desenului semifabricatului

Adaosul de prelucrare reprezintă un factor foarte important deoarece el influiențează precizia, costul de prelucrare, consumul de material și costul final.

În practică există două tipuri de adaosuri de material: total și intermediar. Adaosul total reprezintă stratul de material îndepărtat de pe toate suprafețele semifabricatului până la obținerea piesei finite. Dimensiunea acestuia este diferența dintre dimensiunea semifabricatului și dimensiunea piesei finite. Adaosul intermediar reprezintă stratul de material ce se îndepărtează în urma fiecărui proces de prelucrare.

Conform STAS 6287-67( adaosuri de prelucrare a pieselor de tip disc) se va adopta pentru discul de frână un adaos de prelucrare .

Fig. 49. Schița semifabricatului cu adaos de prelucrare

5.8. Stabilirea planului de operații pentru execuția semifabricatului

Conform [21], etapele procesului tehnologic și a tratamentelor termice sunt urmatoarele:

Etapele procesului tehnologic de turnare sunt urmatoarele:

proiectarea tehnologică

confecționarea modelului, a ramelor de formare, a cutiilor de miezuri

executarea cavitației formei

elaborarea materialului topit

turnarea propriu-zisă

constituirea piesei turnate

extragerea piesei turnate din cavitația formei

îndepărtarea rețelei de turnare (tăierea canalelor de alimentare)

curațare

control tehnic de calitate

remedierea defectelor de turnare

aplicarea tratamentului termic primar

Mașini, utilaje, instalații și SDV-uri necesare procesului de turnare:

formă de nisip, rame, pâlnie de turnare, lopată, bătătoare

vergele de otel

ciocane din lemn, perii, cârlige pentru scoaterea piesei din tiparul în care a fost modelată, netezitoare, croșete

Etapele tratamentului termic:

normalizare, călire, revenire, recoacere de detensionare la ansamble turnate

călire scule în baie de sare

recoacere pentru îmbunătățirea prelucrabilitatii

Mașini,utilaje,instalații și SDV-uri:

cuptor electric

5.9. Analiza proceselor tehnologice similare existente

În cazul fabricării discului de frână există un singur proces tehnologic de fabricare, acest proces similar existent se prezintă în tabelul de mai jos. Se va prezenta în tabel atât operațiile și fazele de prelucrare a semifabricatului cât și mașinile-unealtă, utilajele și SDV-urile ( Sculele, Dispozitivele și Verificatoarele) necesare procesului de turnare.

Tabelul 2.3. Operațiunile procesului de turnare

Conform [18], strunjirea este operația tehnologică de prelucrare prin așchiere a unui material cu ajutorul unui strung. Mișcarea principală relativă dintre piesă și unealtă este mișcare de rotație, piesa de prelucrat rotindu-se în jurul uneltei. Așchierea se efectuează prin acțiunea continuă a unui cuțit de strung. Piesa efectuează mișcarea de rotație iar cuțitul efectuează o mișcare de avans, care poate fi paralelă cu axa arborelui strungului, perpendiculară pe ea sau oblică.

Prin operații de strunjire se pot prelucra piese cu suprafețe cilindrice și conice, suprafețe frontale, filete.

Conform [18], frezarea reprezintă procedeul de generare prin așchiere a suprafețelor, ce se execută cu scule așchietoare de forma unor corpuri de rotație prevăzute cu mai multe tăișuri numite freze.

Acest procedeu permite generarea suprafețelor exterioare și interioare, plane, cilindrice sau profilate. Prin acest procedeu se realizează prelucrări de degroșare a suprafețelor precum și prelucrări de semifinisare. Acest procedeu constă în efectuarea simultană a unei mișcări de rotație și a unei mișcări rectilinii cu caracter continuu. Mișcarea de rotație este executată de freză, iar mișcarea rectilinie este executată de semifabricat.

5.10. Analiza posibilităților de realizare a preciziei dimensionale și a rugozității prescrise în desenul de execuție

În cazul acestui subcapitol trebuie să se stabilească ultimele procedee de prelucrare, pentru fiecare suprafață, asigurând condițiile tehnice impuse prin desenul de execuție.

Conform [18 și 21], principalele etape de lucru sunt:

enumerarea tuturor suprafetelor funcționale ale piesei, împreună cu condițiile tehnice impuse (dimensiuni, toleranțe dimensionale, toleranțe de formă și de poziție reciprocă, rugozitate)

stabilirea procedeelor de prelucrare mecanică posibile

analiza gradului în care respectivele procedee satisfac cerințele tehnice și de economicitate

adoptarea variantei optime de procedeu de prelucrare pentru fiecare suprafață

Fig. 50. Suprafețele de prelucrare a semifabricatului

Tabelul 2.4 . Suprafețele și condițiile tehnice ale semifabricatului

5.11. Stabilirea succesiunii logice a operațiilor de prelucrare mecanică, tratament termic (termochimic) și control

Conform [18], traseul tehnologic al operațiilor de prelucrări mecanice precum și control al piesei va fi întocmit în tabelul de mai jos. Pentru a întocmi acest tabel trebuie stabilite suprafețele preliminare alese ca baze tehnologice. Criteriile tehnologice sunt prezentate sub forma unor indicații tehnologice, unele dintre aceste criterii sunt:

– în primele operații se prelucrează suprafețele ce vor servi ulterior ca baze tehnologice

– toate operațiile de degroșare se execută înaitea celor de finisare

– suprafețele cu precizia cea mai ridicată care se pot deteriora ușor se prelucrează ultimele

– prelucrările ce duc la micșorarea rigidității se execută la finalul procesului tehnologic

– prelucrările cu scule metalice se execută înaintea tratamentelor termice, pe suprafețele respective

– după etapele mai importante se prevăd operații de control intermediar

Tabelul 2.5. Principalele operațiuni ale procesului tehnologic de prelucrare mecanică a discului de frână

5.12. Alegerea utilajelor și intalațiilor tehnologice

Alegerea mașinii-unelte pentru prelucrarea discurilor de frână se face în funcție de mărime, diametrul, seria, greutatea și precizia acestora.

Strungul este o masină-unealtă cu ajutorul căreia se execută operațiuni de rotunjire, de filetare, de găurire prin așchiere a unei piese. Cele mai utilizate strunguri sunt strungurile normale, acestea fiind caracterizate prin modul de prindere a pieselor cu ajutorul universalului. Acestea au mecanisme de avans longitudinal și de avans transversal.

Pentru operațiile de strunjire a discului de frînă se alege strungul normal SN400 X 1000. Acest strung are urmatoarele caracteristici tehnice:

distanța între vârfuri: 1000 mm

înălțimea vârfurilor: 200 mm

diametrul maxim de strunjire: 400 mm

motorul acționării principale – 7.5 kW la 1000 rot/ min

motorul pentru avans rapid – 1.1 kW la 1500 rot/min

gama de turații [rot/min]: 12-46-185-460; 19-76-305-765; 34-96-380-955; 15-58- 380-610; 38-150-600-1500; 30-120-480-1200;

gama de avansuri [mm/rot]: avans normal: 0,06; 0,08; 0,10; 0,14; 0,19;0,22 – 0,12; 0,16; 0,2; 0,28; 0,35; 0,44 – 0,24; 0,32; 0,4; 0,56; 0,72; 0,88 – 0,48; 0,64; 0,8; 1,12; 1,44; 1,76

Fig.51. Strung model SN 400 X 1000 [44]

Pentru operațiile de găurire și filetare se alege mașina de găurit cu coloană GCO12 aceasta având urmatoarele caracteristici:

puterea motorului de acționare: 1.7 kW

game de turație: 56-560; 224-2240 rot/min

game de avansuri: 0.03-1.25 mm

Mașina de găurit cu coloană se utilizează pentru efectuarea găurilor, efectuarea operațiilor de alezare și filetare a pieselor din fonta, oțel și metale neferoase.

Fig. 52. Mașină de găurit cu coloană verticală [45]

5.13. Adoptarea schemelor de bazare și fixare a piesei

Ansamblul schemelor de bazare și fixare a piesei se află în strânsă legatură cu succesiunea logică a operațiilor de prelucrare mecanică și tratament termic.

Strunjire exterioară: se folosește strung cu cuțit și plăcuța K20

Strunjire interioară: se folosește strung cu cuțit și plăcuța K20

Strunjire frontală: se folosește strung

Găurire: se folosește dispozitiv de găurit cu coloană (se execută 5 găuri cu diametrul 18 mm)

Găurire: se folosește dispozitiv de găurit cu coloană (se execută o gaură pentru șurubul de asamblare disc de diametrul 6 mm)

Filetare: se utilizează un tarod scurt

În urma schemelor de mai sus se va realiza un tabel cu SDV-urile adoptate în funcție de tipul de fabricare.

5.14. Calculul solicitărilor termice și mecanice ale discului de frână

Pentru a calcula solicitările termice și mecanice ale discului de frână s-a folosit programul de proiectare CATIA V5R20, modulul Analysis & Simulation, Generative Structural Analysis. În cadrul acestui modul s-a discretizat discul de frână cu elemente liniare de dimensiunea 1 mm, iar dupa ce s-a discretizat s-a aplicat material pe discul de frână. Din cauza lipsei materialului fontă cenușie, s-a aplicat material de tip oțel pe discul de frâna deoarece are proprietăți asemănătoare cu cele ale fontei cenușii.

În cazul solicitărilor termice ale discului de frână s-a încastrat gaurile de asezare ale discului