Sistemul de Franare al Autovehiculului

CUPRINS

CUPRINS

REZUMAT

CAP. 1 ANALIZA CONSTRUCTIVĂ ȘI FUNCȚIONALĂ A SISTEMULUI DE FRÂNARE

1.1. ROL, CONDIȚII, CLASIFICARE

1.2. CLASIFICAREA SISTEMELOR DE FRÂNARE

1.3. TIPURI DE FRÂNE CU TAMBUR ȘI SABOȚI INTERIORI

1.4. ALEGEREA SISTEMULUI DE FRÂNARE.

CAP. 2 STUDIU COMPARATIV AL AUTOVEHICULELOR SIMILARE CU CEL DIN TEMA LUCRĂRII

CAP. 3 STUDIUL PERFORMANȚELOR DINAMICE ALE AUTOVEHICULULUI

3.1. CARACTERISTICA EXTERIOARĂ A MOTORULUI CU ARDERE INTERNĂ

3.2. CARACTERISTICA DE TRACȚIUNE A AUTOVEHICULELOR

CAP. 4 STUDIUL MIȘCĂRII AUTOVEHICULULUI ÎN REGIMUL FRÂNĂRII

4.1. REGIMURILE DE FRÂNARE ALE AUTOTURISMULUI

4.2. STUDIUL DINAMICII FRÂNĂRII

CAP. 5 CALCULUL SISTEMULUI DE FRÂNARE

5.1. CONSTRUCȚIA ȘI ELEMENTE DE CALCUL PENTRU FRÂNELE CU TAMBUR

ȘI SABOȚI INTERIORI

5.2. VERIFICAREA LA UZURĂ A FRÂNELOR

5.3. CALCULUL TERMIC AL FRÂNELOR

5.4. CALCULUL MECANISMULUI DE FRÂNARE

CAP. 6 CREȘTEREA EFICACITĂȚII SISTEMULUI DE FRÂNARE

BIBLIOGRAFIE

4

REZUMAT

Tema acestei lucrari este: Studiul mișcării în regimul frănării unei autoutilitare cu masa totală maximă autorizata 12500 [kg].

Această lucrare cuprinde mersul de calcul și proiectare al mecanismului de frânare al unei autoutilitare. Lucrarea cuprinde cinci capitole.

Titlul primului capitol este: "Analiza constructivă și funcțională sistemului de frânare". Acest capitol prezintă definirea sistemului de frânare, clasificarea sistemelor de frânare,

precum și rolul și condițiile impuse acestora.

Capitolul al doilea este un studiu comparativ între trei autoutilitare cu date tehnice similare cu cea din tema lucrării. Folosind rezultatele acestui studiu se pot alege diverse specificații tehnice.

Capitolul al treilea se ocupă cu dinamica autovehiculului. Calculele efectuate în acest capitol au menirea de a evidenția caracterisitcile și parametrii dinamici ai autoutilitarei. Aceste carasteristici sunt: caracteristica de turație exterioară, bilanțul de tracțiune, accelerațiile și decelerațiile autovehiculului, precum și stabilitatea autovehiculului.

Capitolul al patrulea se ocupă cu studiul mișcării autovehiculului în regimul frânării. Studiul se face pentru cazul frânării integrale, cazul frânării numai a punții față, respectiv, cazul frânării numai a punții spate.

Capitolul al cincilea prezintă memoriul de calcul al sistemului de frânare. Sistemul de frânare ales sa echipeze această autoutilitară este sistemul de franare duplex cu tambur și saboți interiori.

Calculul se face pentru: saboți, garnituri de fricțiune, tambur, calculul termic al frânelor, cât și calculul mecanismului de acționare al frânelor.

CAP. 1 ANALIZA CONSTRUCTIVĂ ȘI FUNCȚIONALĂ A SISTEMULUI DE FRÂNARE

1.1. ROL, CONDIȚII, CLASIFICARE

Frânarea este procesul prin care se reduce parțial sau total viteza de deplasare a unui automobil. Capacitatea de frânare prezintă o importanță deosebită ce determină direct siguranța activă a automobilului și posibilitatea de monitorizare a vitezei și acceleratiei acestuia în timpul utilizării. În timpul procesului de frânare, o parte din energia cinematica ce se transformă in energie termică prin frecare.

De-a lungul timpului, s-au depus eforturi pentru evoluția sistemului de frânare in cadrul siguranței active a automobilului. Astfel, s-a micșorat spațiul de frânare prin repartizarea forțelor de frânare proporțional cu sarcina statică si dinamică a punții, s-a inbunătățit stabilitatea mișcarii prin introducerea dispozitivelor de antiblocare cu comanda electronică, a crescut fiabilitatea și siguranța în utilizare prin mărirea numărului de circuite de acționare a frânelor suplimentare pentru încetinire.

Rolul sistemului de frânare

Sistemul de franare al automobilelor îndeplinească urmatoarele cerințe:

– reducerea vitezei de deplasare pană la o valoare dorită sau până la oprirea lui, cu o decelerație cât mai mare si fără a devia de la traiectoria de mers;

– mentinerea constanta a vitezei a autovehiculului in cazul coborarârii unei pante;

– mentinerea autovehiculului in stationare pe teren orizontal sau pe panta;

– obținerea unor acceleratii impuse care să asigure stabilitatea autovehiculului in timpul franari, distributia corectă a forțelor de frânare pe punti să nu necesite din partea conducatorului un efort prea mare pentru acționarea sistemului;

– asigurarea calitatilor de franare ale autovehiculelor in exploatare;

– să asigure evacuarea caldurii in timpul fanarii;

– să aibă fiabilitate ridicată; să prezinte siguranta în functionare în toate conditiile de utilizare;

– reglarea jocurilor să se faca cît mai rar și comod sau chiar in mod automat;

– să intre rapid în funcționare;

– frânarea să nu fie influentă de denivelarile drumului (datorita deplasarii pe verticala a rotilor) și blocarea rotilor de directie;

– să permita imobilizarea autovehicolului în pantă în cazul unei staționari de lungă

durată.

– să nu permita uleiului, impurităților să intre la suprafața de frecare;

– forța de frânare să acționeze în ambele sensuri de miscare al autovehicolului;

– frânarea să nu se faca decat la iterventia conducatorului autovehicolului;

– să fie conceput, construit si montat astfel încât să reziste fenomenelor de coroziune si îmbatranire la care este supus autovehicolul;

– să nu permită acționarea în același a pedalei de frana si a pedalei de acceleratie;

– sa prezinte functionare silentioasa

– să fie construit simplu și cât mai ieftin.

Cresterea continuă a calităților dinamice ale automobilelor si a traficului au accentuat importanța sistemului de franare in asigurarea desfășurării în bune condiții a circulatiei.

Caracteristica de eficacitate a sistemului de franare asigura punerea in valoare a performantelor de viteza ale automobilului, deoarece, de el depinde siguranța circulatiei cu viteze mari și reducerea acestora în condiții normale. Cu cat sistemul de franare este mai eficace cu atat vitezele de deplasare cresc, iar valorile indicilor de exploatare cresc.

Condițiile sistemului de frânare [3]

Condiții ce trebuiesc îndeplinite de sistemul de frânare:

– să asigure o frânare sigură;

– să asigure imobilizarea automobilului în pantă;

– să fie capabil de anumite decelerații impuse;

– frânarea să fie progresivă,fară șocuri;

– efortul în a frâna autovehiculul să nu fie mult prea mare;

– frâna să acționeze în ambele sensuri de mișcare a autovehiculului;

– să aibă o construcție simplă și să fie ușor de întreținut;

– să se regleze ușor sau chiar automat;

– să poate evacua căldura degajată în timpul frânării.

Un sistem de franare trebuie sa aiba urmatoarele calități:

-eficacitate – se referă la decelerația obținută, indiferent de suprafața pe care se rulează;

-stabilitate –calitatea automobilului aș menține traiectoria dorită pe întreg procesul de frânare;

-fidelitatea – calitatea frânerlor de a genera decelerații identice la toate rotile, pentru un efort de actionare determinat, în toate conditiile de drum si de incarcatură. Asupra acestei calitati o influenta însemnată o au agenții externi (umiditatea, temperatura), conditiile tehnice de lucru ale franelor si mai ales stabilitatea coeficientului de frecare al garniturilor;

-confort – calitatea care contribuie la cresterea securitatii circulatiei rutiere, și de a nu solicita peste masura atentia și resursele fizice ale conducătorului.

1.2. CLASIFICAREA SISTEMELOR DE FRÂNARE

Dupa rolul pe care îl au sistemele de frânare se clasifică astfel:

sistemul principal de frânare, utilizat pentru reducerea vitezei de deplasare sau la oprirea automobilului. Datorită acționării prin apăsarea unei pedale cu piciorul, se mai numește și frâna de picior(fig. 1.1).

sistemul staționar de frânare sau frâna de staționare, are rolul de a menține automobilul în stare de repaus pe o pantă, în lipsa conducătorului, în timp nelimitat, sau înlocuiește sistemul principal în cazul defectării acestuia. Datorită acționării manuale, se mai numește și frâna de mână.

sistemul suplimentar de frânare sau dispozitivul de încetinire care are rolul de a menține constantă viteza automobilului, la coborârea unor pante, sau la utilizarea îndelungată a frânelor. Acest sistem de frânare se utilizează în cazul automobilelor grele, care transportă gabarite mari sau destinate special să lucreze în regiuni cu teren accidentat, contribuind la micșorarea uzurii frânei principale și la sporirea securității în utilizare.

Fig. 1.1 Sistemul principal de frânare. [1]

Frâna de staționare este întâlnită și sub denumirea de „frână de parcare" sau „de ajutor”. Frâna de staționare trebuie să aibă un mecanism de acționare propriu, independent de cel al frânei principale. In general, frâna de staționare preia și rolul frânei de siguranță;

Sistemul principal de frânare se compune din frânele propriu-zise și mecanismul de acționare a frânelor.

După locul unde este creat momentul de frânare, se deosebesc [1]:

– frâne pe roți,

– frâne pe transmisie.

După forma piesei care se rotește, frânele propriu-zise pot fi [1]:

– cu tambur

– cu disc

– combinate.

După forma pieselor care produc frânarea, se deosebesc [1]:

– frâne cu saboți,

– frâne cu bandă

– frâne cu discuri.

După mecanismul de acționare, frânele pot fi [1]:

– cu acționare directă, pentru frânare folosindu-se efortul conducătorului;

– cu servoacționare, efortul conducătorului folosindu-se numai pentru comanda unui agent exterior care produce forța necesară frânării;

– cu acționare mixtă, pentru frânare folosindu-se atât forța conducătorului cât și forța dată de un servomecanism.

1.3. TIPURI DE FRÂNE CU TAMBUR ȘI SABOȚI INTERIORI

Principiul de funcționare se bazează pe transmiterea forței de acționare, exercitată de conducător asupra pedalei, lichidului închis în instalația sistemului și folosirea presiunii dezvoltate în masa lichidului pentru acționarea cilindrilor de frână.

Sistemele de acționare hidraulică pot fi:

– cu un circuit sau,

– cu circuit dublu (soluție generalizată în prezent).

Dezavantajele acționării hidraulice pot fi:

imposibilitatea realizării unui raport de transmisie ridicat;

scoaterea din funcțiune a intregului dispozitiv de frânare în cazul spargerii unei conducte;

scăderea randamentului transmisiei la temperaturi joase;

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

În general, sistemul de frânare al automobilului se compune din:

dispozitivul de frânare; dispozitivul de încetinire; mecanismul de frânare; elementul de comandă.

Momentul de franare poate fi variat in mod substantial in functie de modul de dispunere al sabotilor.

In functie de tipul celor doi saboti exista urmatoarele tipuri de frane cu tamburi si saboti interiori: simplu, dublu(TWINPLEX) duo-dublu(TWINPLEX) si servo(uni-servo si duo servo).

1) Simplex [1]

– cu saboti articulați;

– cu saboți flotanți.

Are o eficacitate pentru ambele sensuri de rotatie ale tamburului stabilitate foarte buna, nu este echilibrata.

Cu actionare cu forte egale a sabotilor(deplasare independenta)

– cu saboti articulati ;

– cu saboti flotanti.

Eficacitate mai ridicata ca in cazul precedent si identica pt ambele sensuri de rotatie ale tamburului.

Stabilitate buna, nu este echilibrata si are o uzura diferita a garniturilor de frecare.

FRÂNA SIMPLEX [1]

Frana simplex are in compunere un sabot primar si unul secundar care pot fi articulați sau flotanți. In funcție de modul de actionare al sabotilor se deosebesc: frana cu deplasare egala a sabotilor si forta de actionare diferite frane cu deplasare independenta a sabotilor in forte de actionare egale.

Momentul de franare este mai redus decat la frana simplex cu forte egale de actionare a sabotilor. D frane cu tamburi si saboti interiori: simplu, dublu(TWINPLEX) duo-dublu(TWINPLEX) si servo(uni-servo si duo servo).

1) Simplex [1]

– cu saboti articulați;

– cu saboți flotanți.

Are o eficacitate pentru ambele sensuri de rotatie ale tamburului stabilitate foarte buna, nu este echilibrata.

Cu actionare cu forte egale a sabotilor(deplasare independenta)

– cu saboti articulati ;

– cu saboti flotanti.

Eficacitate mai ridicata ca in cazul precedent si identica pt ambele sensuri de rotatie ale tamburului.

Stabilitate buna, nu este echilibrata si are o uzura diferita a garniturilor de frecare.

FRÂNA SIMPLEX [1]

Frana simplex are in compunere un sabot primar si unul secundar care pot fi articulați sau flotanți. In funcție de modul de actionare al sabotilor se deosebesc: frana cu deplasare egala a sabotilor si forta de actionare diferite frane cu deplasare independenta a sabotilor in forte de actionare egale.

Momentul de franare este mai redus decat la frana simplex cu forte egale de actionare a sabotilor. Deplasarile egale ale sabotilor se realizeaza cu dispozitive mecanice cu o cama simpla sau cu pene transversale.

Frana simplex cu actionarea sabotilor cu forte egale prezinta o uzura mai mare a garniturii de frecare a sabotului primar. Actioarea acestei frane se face in general cu un dispozitiv hidraulic (cu pistoane avand acelas diametru) si mai rar cu un dispozitiv mecanic. Aceste frane prezinta o constructie simla si rigida.

Frana simplex nu este echilibrata transmitindu-se o reactiune radiala care incarca suplimentar lagarele rotii.

In fig. 1.3 se prezinta constructia unei frana simplex la care sabotii 13 si 14 sunt articulati la capatul de jos in bolturile 4, fixate pe talerul 6, si stranse cu piulita 7. Tot de taler este fixat si cilindrul receptor 17, prevazut cu arcul 18. Garnitura de fracare a sabotului 13 (primar), are o lungime mai mica decat a sabotului 14 (secundar) pentru a se obtine o uzura uniforma.

Jocul la partea superioara a sabotilor se regleaza cu excentricul 3, prevazut cu bolturile 8, pe care se afla arcurile 9 pentru fiecare excentric in diferite parti. Arcul 16 mentine sabotii sprijiniti pe excentricul 3. La patrea inferioara sabotii sunt prevazuti cu bucsele excentric 5, montate pe bolturile 4, servind la reglarea jocului dintre sabotii tambur la partea inferioara. Fiecare sabot este asigurat sa nu se deplaseze lateral cu ajutorul arcului 11, srtans sub sabotii 12 de prezonul 10 fixat pe taler.

Fig. 1.3.Constructia franei simplex [1].

Mecanismul de actionare pentru frana de stationare este compus din levierul (parghia 2), articulat in punctul 19, tija 1 si cablul de actionare 15.

2) Duplex

– cu saboti articulati;

– cu saboti flotanti.

Are o eficacitate mare la mersul inainte si foarte mica la mersul inapoi. Stabilitatea medie. Regimul de lucru si incarcare al celor doi saboti identici si este echilibrata.

FRÂNA DUPLEX

Frana duplex are in compunere doi saboti primari independenti care pot fi articulati sau flotanti. Prin dispunerea sabotilor astfel incat ambii sa lucreze ce saboti primari momentul de franare creste mult.Coeficientul de eficacitate pentru franra duplex depinde de mersul de rotatie a tamburului.

In cazul in care sabotii sunt primari pentru ambele sensuri de rotatie a tamburului frana poarta denumirea de duo-duplex.

Frana duo-duplex prezinta avantajul unei eficacitati ridicate atât la mersul inainte cat si la mersul inapoi avand acelasi coeficient de eficacitate.

In fig 1.4. se prezinta constructia unei frane duplex cu saboti articulati.

Pozitia sabotului pe taler este asigurata in afara de articulatia de boltul 10, cu ajutorul tamponului

11, boltului 6, saibelor 3 si 5 si arcului 4.

Fig. 1.4.Constructia franei duplex [1].

1 – arc de readucere saboti; 2 – saboti; 3,5 –saibe; 4- arc; 6 – bolt; 7 – cilindru hidraulic;

8- tambur; 9- taler; 10 – bolt; 11- tampon; 12- șaibă; 13 – bucsa excentrica; 14 – contra piulita;

15 – racord; 16- canal.

Reglarea jocului dintre sabot si tambur se face la ambele capete ale sabotilor. La capatul

dinspre cilindru reglarea se face prin excentric (canale) 16, iar la capatul articulat prin bucsa excentric 13 care se roteste impreuna cu boltul 10.

Fig 1.5. Constructia franei duo-duplex [1] .

1 – tambur; 2,13- bolturi de sprijin; 3,7- saboti; 4,8,11,12- arcui de readucere;

5,9 – dispozitiv de reglare joc dintre sabot si tambur; 6,10- cilindru receptor; 14,15- brate.

In fig de mai sus (1.5.) se prezinta constructia unei frane duo-duplex cu saboti flotanti. La franare pistoanele din cei doi cilindrii departeaza sabotii, iar acestia sub actiunea

fortelor de frecare se deplaseaza pe directia de rotatie. Fiecare sabot are doua rezerve fixe pe care se sprijina in functie de sensul de rotatie al tamburului.

Daca sensul de rotatie este cel indicat pe figura atunci sabotul 3 sub actiunea pistonului cilindrului 6, si a fortei de frecare se va sprijini pe opritorul 13. In acelasi timp sabotul 7 sub actiunea pistonului cilindrului 10 si a fortei de frecare se sprijini pe opritorul 2.

La rotatia in sens invers sabotul 3 se va sprijini in opritorul 2, prin intermediul bratului

15 iar sabotul 7 in opritorul 15 prin intermediul bratului 14.

3) Duo-duplex cu saboti flotanti

Are o eficacitate mare si identica pentru ambele sensuri de rotatie ale tamburului. Stabilitate medioacra, regimul de lucru si incarcare al celor doi saboti identic si este echilibrata.

In figura 1.5. se prezinta constructia franei duo-servo. Capetele superioare ale sabotilor

1,2 sunt apasate cu ajutorul arcurilor pe Reazemul imobil 5, iar capetele inferioare sunt legate inter ele prin dispozitivul de reglare 4 si printr-un arc. La franare pistoanele cilindrului receptor 6 actioneaza sabotii 1,2 prin intermediul tamponului 3. Venind in contact cu tamburul de franare

sabotii se deplaseaza in sensul de rotatie pana cind unul din ei ajunge in contact cu opritorul 5. In functie de sensul de rotatie fie ca sabotul 1 actioneaza sabotul 2, prin intermediul dispozitivului de reglare 4, fie ca sabotul 2 actioneaza sabotul 1. Excentricul 7 serveste la reglarea jocului

sabotului 2.

Fig 1.5. Constructia franei duo-servo [1].

4) Servo ( uni-servo)

– cu saboti articulati ;

– cu saboti flotanti .

Eficacitate foarte mare la mersul inainte (uni-servo) si identica pt ambele sensuri ale rotatiei tamburului (duo-servo), stabilitate foarte mica, regim diferit de lucru si incarcare al celor doi saboti si nu este echilibrata.

FRÂNA UNI-SERVO

Frana servo sau frana cu amplificare are doi saboti primari, iar sabotul posterior este actionat de catre sabotul anterior. Datorita fortelor de frecare dintre sabotul anterior si tambur forta de actionare a sabotului posterior este mai mare in comparatie cu forta de actionare a sabotului anterior. In modul acesta momentul de franare se mareste in mod substantial.

In cazul in cre sabotii sunt primari numai la mersul inainte, frana poarta denumirea de uniservo, iar in cazul in care sabotii sunt primari pentru ambele sensuri de mers, frana ste intilnita sub numele de duo-servo.

Frane servo nu este echilibrata incarcand suplimentar gaurile rotii.

Fig 1.4. Constructia franei uniservo [1].

1- tambur; 2- bolt pentru articulatie sabot 4; 3,4- saboti; 5,7- arcuri; 6- cilindru receptor; 8- dispozitiv de reglare joc dintre sabot si tambur.

ACȚIONAREA SABOȚILOR LA FRANELE CU ACȚIONARE HIDRAULICĂ

La franele cu actionare hidraulica actionarea sabotilor se face in majoritatea cazurilor, cu ajutorul unor cilindrii in interiorul carora se afla niste pistoane.

Cilindrii hidraulici cu dubla actiune au doua pistonase si se utilizeaza la franele simple, duo-duplex si duo-servo.

Cilindrii hidraulici cu simpla actiune au un singur piston si se utilizeaza la franele duplex sau uni servo.

In figura 1.6. sunt prezentate cateva tipuri de cilindrii cu dubla actiune.

Fig.1.6. Tipuri de cilindrii hidraulici cu dubla actiune [1]

Pistoanele 1 actioneaza asupra sabotilor fie prin tipul fix (b,c), fie prin tipul flotant (a,d). Pentru etansarea pistoanelor se utilizeaza garniturile din cauciuc 2, iar pentru protectie burdufurile 3.

Arcurile 4 elimina jocurile si nu permit obturarea orificiului de intrare a lichidului de frana.

La solutia (c) tipul 6 este prevazut si cu un dispozitiv de reglare a jocului dintre saboti si tambur compus din rozetele 5.

In figura 1.7. sunt prezentati trei cilindrii cu simpla actiune.

Fig 1.7.Tipuri de cilindrii cu simpla actiune [1].

La solutia din figura 1.7, a, b cilindrii utilizati la franele duplex servesc si ca rezolvare pentru sabotul conjugal. Cilindrii hidraulici sunt dispusi in interiorul franelor pe placa suport. Pentru a evita supraincalzirea lichidului cilindrului nu se amplseaza in imediata Apropiere a suprafetei de frecare a tamburului.

Fig 1.8. Constructia si functionarea suportului de evacuare a aerului din instalatia de franare [1].

1- orificiu; 2- capac; 3- surub; 4- orificiu; 5- orificiu racord; 6- canal; 7- corpul cilindrului.

ACȚIONAREA SABOȚILOR LA FRANELE CU ACȚIONARE PNEUMATICĂ

In cazul sistemelor de franare cu actionare pneumatica actionarea sabotilor se face prin intermediul unei came (fig 1.9. a) sau cu ajutorul unor plungere deplasate cu un dispozitiv cu con si role (fig .1.9.b)

Forma simetrica a camei si respectiv aconului realizeaza o deplasare egala a celor doi saboti si in consecinta uzura egala, a garniturilor de frecare. Datorita faptului ca sabotul primar are tendinte de a se uza mai repede el este actionat cu o forta mai mica si ca urmare eficacitatea totala a franei este mai redusa.

Fig 1.9. Actionarea sabotilor la frana cu actionare pneumatică. [1]

Rotirea camei respectiv tractiunea tirantului se face cu ajutorul unor cilindri de franare care pot fi de tipul cu membrana sau cu piston.

Fig 1.10. Cilindrulu cu membrana [1]

1-6 parti componente cilindrului; 2 membrana, 3 disc, 4 tija, 5 arc de readucere,

7 furca, 8 burduf de protectie.

In figura de mai sus se prezinta un cilindru cu membrana a carui forta de actionare depinde de cursa tijei. In afara faptului ca ofera cursa de lucru relativ mici alt dezavantaj al acestui cilindru consta in fiabilitatea scazuta a membranei din cauciuc.

Fig 1.11. Constructia franei cu piston. [1]

1 cilindru, 2 piston, 3 garnitura de etansare, 4 tija, 5 tub de ghidare, 6 disc, 7 furca, 8 burduf de protectie,

9 arc de readucere, 10 capac, 11 bucsa, 12 filtru de aer, 13 bolturi de fixare.

In figura 1.11. se prezinta constructia cilindrului de frana cu piston care asigura curse de lucru mai lungi si forte la tija mai mari in comparatie cu cilindru cu membrana, cu aceasi dimensiuni transversale.

Cilindru de frana din fig 1.11.a, este cel mai raspandit. In figura 1.11.b, se prezinta constructia uni cilindru de frana cu tija cu capat sferic utilizat la actionarea pneumo-hidraulica ca servomecanism pentru actionarea cilindrului hidraulic principal.

ACȚIONAREA SABOȚILOR LA FRÂNA DE STAȚIONARE SAU DE SIGURANȚĂ

In cazul in care pentru frana de stationare sau de siguranta se folosesc franele rotilor posterioare, iar acestea trebuie sa fie prevazute cu un sistem de actionare suplimentar. La franele cu cilindri hidraulici interior sistemul de actionare a franei de stationare se compune din levier si tije comandate cu un cablu de la o maneta.

In fig.1.12.a se prezinta actionarea mecanica a sabotilor unei frane simplex. Levierul 1 este articulat cu boltul 2 cu sabotul din dreapta si este actionat de partea inferioara printrun cablu de la maneta franei de mana, in directia sagetii. Cand levierul este tras el impinge prin intermediul tijei 3 sabotul din stanga, rezemandul pe tambur.

In fig 1,12.b, se prezinta actionarea mecanica a sabotilor in cazul unei frane duo-duplex. Cand levierul 1 este tras de cablul de actionare in sensul sageti el se roteste in jurul articulatiei 2 de pe sabotul din stanga, actionand prin boltul 3 levierul 4, articulat de semenea pe acelasi sabot pe levierul 5. de la levierul 1 si 4 efortul de comanda este transmis la tijele 8 si 9, ( articulate prin boturile 10 si 11 pe sabotul din dreapta) prin bolturile 6 si 7. In modul acesta rezulta o actionare simetrica a celor 2 saboti.

In fig 1.12.c se prezinta actionarea mecanica a sabotilor la frana uni-servo. Functionarea este saemanatoare ca la frana simplex din fig 1.12.a.

Fig 1.12.Saboti de actionare a rotilor la frana de stationare. [1]

1.4. ALEGEREA SISTEMULUI DE FRÂNARE.

Pentru realizarea calculelor pentru autovehiculul din tema lucrării se va alege un sistem de frânare cu tamur cu saboți interiori (fig.1.8).

Fig. 23 Frână cu tambur su saboți interiori. [6]

CAP. 2 STUDIU COMPARATIV AL AUTOVEHICULELOR

SIMILARE CU CEL DIN TEMA LUCRĂRII

Pentru realizarea calculelor de proiectare pentru sistemul de frânare al automobilului, s-a efectuat un studiu comparativ asupra unor modele similare cu cel dim dema lucrării. Rezultatele sunt prezentate în tabelul 2.1.

Tabelul 2.1. Studiu comparativ

2.1.

Pentru realizarea calculelor, se mai adoptă următoarele dimensiuni constructive:

– Lungime: 6105 [mm]

– Lățime: 2012 [mm]

– Ampatament: 3405 [mm]

– Ecartament față: 1835 [mm]

– Ecartament spate: 1850 [mm]

– Înălțime: 1810 [mm]

– Rapoartele cutiei de viteză: i0=4,38; icvI =3,69; icvII=2,14; icvIII=1,41; icvIV=0,98;

icvV=0,75; icvVI=0,52;

CAP. 3 STUDIUL PERFORMANȚELOR DINAMICE ALE AUTOVEHICULULUI

3.1. CARACTERISTICA EXTERIOARĂ A MOTORULUI CU ARDERE INTERNĂ

Caracteristica de exterioară reprezintă variația puterii maxime absolute a motorului la toată gama de turații, dezvoltată la sarcină totală și în condiții de reglaje optime ale motorului.

Se numește caracteristică de turație a unui motor diagrama ce reprezintă curbele de variație ale puterii efective "Pe" și momentului motor efectiv "Me" în funcție de turație, la o anumită sarcină constantă.

Parametrii de funcționare ai motorului cu ardere internă cu piston sunt exprimați cu ajutorul caracteristicii de turație exterioară.

nmin=0,5· nM [rot/min] [2] (3.1)

nmin=0,5· 1200=600 [rot/min]

unde: nmin- turația minimă de funcționare a motorului în sarcină totală

nM – turația de moment efectiv maxim. Se adoptă 1200 [rot/min], conform tab. 2.1.

9554 Pmax

P

P

[Nm] [2] (3.3)

9554

P

131

499,1 Nm

2500

unde: Mp – momentul la puterea maximă

Pmax – puterea maximă. Se adoptă 131 [kW], conform tab. 2.1.

Valoarea puterii efective este:

P n M e [kW] [2] (3.4)

e 9554

unde: Me – momentul la puterea maximă

n – turația arborelui motor.

Caracteristica exterioară prezintă funcționarea motorului în două zone:

– domeniul de turatie nM-nP , sau zona de functionare stabilă a motorului

– domeniul de turatie nmin -nM , sau zona de instabilitate a funcționării motorului.

Domeniul de stabilitate al funcționării motorului se apreciază prin coeficientul de elasticitate al motorului "Ce" definit de raportul (conform [12]):

C nM

e n

(3.5)

p

Conform literaturii de specialitate, la MAC: Ce =0,55…0,75. Se alege Ce

0,55 .

Variația momentului motor în zona de stabilitate se apreciază (conform [12]) prin

coeficientul de adaptabilitate (suplete) "Ca":

C M max [2] (3.6)

a M

p

C 500

a 499,1

1,016

Conform literaturii de specialitate, la MAC: Ca =1,1…1,3.

Pentru calcule aproximative, se apreciază că valorile momentului motor variază în funcție de turația arborelui cotit după o parabolă pătratică care are următoarea formă:

 n 

n  

    

M e M p

 

 

p  p  

[Nm] (3.7)

Conform literaturii de specialitate, la MAC : 0,53; =1,56; =1,09.

Cu ajutorul acestor formule se obține variația momentului efectiv și a puterii efective în funcție de turația motorului.

Rezultatele obținute sunt centralizate în Tabelul 3.1 și reprezentate grafic în Figura 3.1.

Tabelul 3.1 Caracteristica exterioară a motorului exprimată tabelar

Fig.3.1 Variația puterii și a momentului în funcție de turația motorului.

3.2. CARACTERISTICA DE TRACȚIUNE A AUTOVEHICULELOR

3.1.1. Caracteristica de tracțiune

Caracteristica de tracțiune, numită și caracteristica forței la roată, se determină în condițiile funcționării motorului la sarcină totală cu reglajele la valorile optime.

Caracteristica de tracțiune reprezintă graficul de variație al forței tangențiale la roată dezvoltată de motor în funcție de viteza de deplasare pentru fiecare treaptă de viteză selectată FR=f(va).

Forța tangențială la roată, notată "FR" , numită și forță de tracțiune depinde de

momentul efectiv dezvoltat de motor și de caracteristicile transmisiei autovehiculului și se determină cu relația (conform [11]):

F M e i0 icv tr

[N] [2] (3.8)

R

r

F M e 4,38 0,52 0,95

R 0,324

unde: Me – este momentul motor efectiv ( depinde de turația motorului "n")

i0=4,38 – raportul de transmitere al transmisiei principale;

icv=0,52 – raportul de transmitere al schimbătorului de viteze aferent treptei selectate,

tr – randamentul transmisiei; Se alege ηtr=0,95

rr – raza de rulare a roților motoare (este exprimată în [m])

rr r0

(3.9)

unde: -coeficient de deformare a pneului ( = 0,94…0,98 – pentru pneurile de autoturisme)

r0 – raza liberă a roții

La anvelopa de tip 225/75 R17,5 aleasă pentru autovehiculul din tema lucrării, cifrele inscripționate reprezintă:

– 225 – B – balonajul anvelopei în mm (lățimea)

– 75 – H/B – raportul dintre înățimea secțiunii anvelopei și balonajul acesteia exprimat în procente

– R17,5 – Dj diametrul jantei roții exprimat în țoli). Se consideră =0,97.

Raza liberă a roții r0

,(conform [12]) va fi :

D j

r

0 2

25,4

B H [mm] [2] (3.10)

B

r 17,5

0 2

25,4

225

75 0 0

391 [mm].

Raza de rulare a roții rr va fi : rr r0

391

0,97

379

[mm] [2].

Viteza teoretică a autovehiculului se calculează cu relația (conform [11]):

V = 0.377 rr n

[m/s] [2] (3.11)

i0 icv

unde : rr – raza de rulare a roții (este exprimată în [m])

n- turația arborelui motor

i0 – raportul de transmitere al transmisiei principale;

icv – raportul de transmitere al treptelor de viteză;

Valorile rapoartelor schimbătorului de viteze sunt următoarele:

Rezultatele obținute cu relațiile (3.8) și (3.9) pentru fiecare treaptă de viteze sunt centralizate în Tabelul 3.2 și reprezentate grafic în Figura 3.2.

Tabel 3.2 Valorile forței tangențiale la roată.

Fig.3.2 Caracteristica de tracțiune.

3.2.2. Bilanțul de tracțiune

Bilanțul de tracțiune al autovehiculului reprezintă, echilibrul tuturor forțelor care acționează asupra acestuia la mișcarea rectilinie, pe un drum oarecare cu motorul funcționând în plină sarcină, cu reglaje la valorile optime.

Forța totală la roată dezvoltată de motor FR , reprezintă suma forțelor tangențiale de la toate roțile motoare ce echilibrează suma tuturor rezistențelor la înaintare, adică rezistența la rulare Rr , rezistența la urcare a pantei Rp , rezistența aerului Ra și rezistența la demarare Rd.

Bilanțul de tracțiune se utilizează pentru determinarea forței disponibile pentru

accelerare, a vitezei maxime, a pantei maxime pe care poate să o urce autovehiculul, sau a rezistențelor la înaintare pe care le poate învinge autovehiculul cu o anumită viteză de deplasare.

Ecuația bilanțului de tracțiune (conform [12]) este:

FR= Rr+ Rp+ Ra+ Rd [N] [2] (3.12)

unde: – FR – forța tangențială la roată

– Rr – rezistența la rulare

– Rp – rezistența la pantă

– Ra – rezistența aerului

– Rd- rezistența la demarare.

În momentul atingerii regimului de deplasare rectilinie cu viteza maximă posibilă vmax pe drum orizontal și în condiții de aderență satisfăcută , mișcarea autovehiculului devine uniformă

(unghiul de înclinare logitudinală al drumului (panta drumului) α = 0 și accelerația

autovehiculului

dv = 0) , iar ecuația bilanțului de tracțiune va fi:

dt

FR= Rr + Ra [2] (3.13) FR= 3000+ 392=3392 [N]

Rezistența la rulare Rr se determină cu relația:

Rr=Ga· f [N] [2] (3.14)

unde: Ga=12500 [kg]- greutatea totală maximă a autovehiculului

f – coeficient de rezistență la rulare. Conform literaturii de specialitate, f= (0,018…0,024), se adoptă 0,024.

Rr=125000· 0,024=3000 [N]

Rezistenta aerului se se determină cu relația (conform [12]):

R = 1 C

a 2 x

2

A a

13

[N] [2] (3.15)

unde: – densitatea aerului ( = 1,226 [kg/m3] );

A- aria secțiunii transversale a autovehiculului

Cx – coeficient de rezistență al aerului;

26

x 2 FR

f Ga

[2] (3.16)

A vmax

A=CF· B1· H [m2] [2] (3.17)

unde: CF – Coeficient de corecție; CF= (0.95…1.05). Se adoptă CF =1,05

B1- ecartamentul roților din față al autovehiculului; H- înălțimea autovehiculului.

A=1,05· 1783· 2195=4,2 [m2]

C 26

3392

0,024

12500

0,68

x 1,226

4,2

1152

1

R a =

2

0,14

1,226

4,2

1152

13

392 N

Valorile determinate ale rezistenței la rulare rezistenței aerului și a vitezei de deplasare a autovehiculului se notează în Tabelul 2.4 iar bilanțul de tracțiune este reprezentat grafic în Figura 2.3.

Tabel 3.4 Valorile bilanțului de tracțiune.

Fig.3.3 Bilanțul de tracțiune.

3.2.3. Caracteristica dinamica a autovehiculelor

Forța de tracțiune disponibilă excedentară Fe = FR-Ra [2] , care se utilizează la învingerea rezistențelor drumului și rezistenței la demarare, caracterizează dinamicitatea autovehiculului, dar nu poate fi folosită ca indice de comparație pentru autovehiculele de greutăți diferite deoarece la valori egale ale forței excedentare Fe, calitățile dinamice ale unui autovehicul cu greutate totală mai mică sunt superioare celor ale unui autovehicul cu greutate totală mai mare. De aceea, aprecierea calităților dinamice ale autovehiculelor se face cu ajutorul factorului dinamic D, care este o forță de tracțiune excedentară specifică, deci un parametru adimensional dat de raportul dintre forța de tracțiune excedentară Fe și greutatea totală a autovehiculului Ga

(conform [11]):

D Fe

Ga

Fr Ra

Ga

[2] (3.18)

Caracteristica dinamică a autovehiculului reprezintă variația factorului dinamic în funcție de viteza autovehiculului, pentru toate treptele cutiei de viteză.

Valorile factorului dinamic determinate cu relația (3.18) sunt centralizate în Tabelul 3.5, iar caracteristica dinamică este prezentată grafic în Figura 3.4.

Valoarea maximă a forței la roată este limitată de alunecarea roților pe suprafața

drumului și atunci limita superioară a acestei forțe este (conform [12]):

F Z

max

[N] [2] (3.19)

unde: – coeficient de aderență al drumului

– Pentru drum de beton în stare uscată uscat =0,75

– Pentru drum de beton în stare umedă umed =0,35

– Zi -reacțiunea normală la puntea motoare.

Pentru autovehiculul cu puntea motoare față reacțiunea normală este (conform [12]):

Z i b

Ga

L

[N] [2] (3.20)

unde: b – sunt coordonatele centrului de greutate sau distanța de centrul de greutate al

autovehiculului până la axa punții din spate pe direcție orizontală

b L G1 [2] (3.21)

Ga

unde: L=3205 [mm] – ampatamentul

G1=85000 [N] – greutățile pe puntea din spate

Ga=125000 [N] – greutatea totală maximă a autovehiculului

b 3205

b 0 ,63

85000

125000

Z i 0.63

125000

3205

Z i 7226

[N]

Factorul dinamic depinde de valoarea forței tangențiale la roata "FR" respectiv de capacitatea maximă a motorului de a genera o forță de tracțiune la periferia roților motoare.

Forței de tracțiune "FR" i se opune reacțiunea drumului a cărei valoare maximă este limitată de aderența dintre pneu și calea de rulare .

Condiția de aderență este: FR < Zi.

Tabel 3.5 Valorile coeficientului dinamic D.

Fig.3.4 Caracteristica dinamica a autovehiculului.

Forța de aderență reprezintă capacitatea maximă a drumului de a împinge autovehiculul în sensul de deplasare. Această capacitate se apreciază prin factorul de propulsie al căii de rulare, notat D . Introducând FR ma x în expresia factorului dinamic se obține factorul dinamic la limita

de aderență sau factorul de propulsie al căii de rulare, notat D , care se determină cu relația

(conform [12]) :

D

uscat Z i Ra

uscat G

[2] (3.22)

a

D – factor de propulsie

D uscat Z i Ra

umed G

[2] (3.23)

a

Rezultatele obținute în formula (3.22) și (3.23) sunt trecute în Tabelul 2.6.

Parametrii principali ai calitătilor dinamice de tracțiune sunt:

– raportul dintre puterea maximă și greutatea autovehiculului,

– factorul dinamic maxim la prima treaptă de viteză și priza directă,

– viteza maximă pe drum orizontal de calitate bună cu încărcătură nominală. Înbunătățirea performanțelor autovehiculelor se poate obține prin creșterea factorului

dinamic, care se poate realiza prin mărirea cuplului motorului, prin mărirea raportului de transmitere din transmisia principală, prin reducerea greutății proprii și prin construirea unor caroserii mai aerodinamice.

Tabel 3.5 Caracteristica de propulsie a drumului.

Fig.3.5 Factorul de propulsie al drumului.

3.2.4. Determinarea accelerațiilor și decelerațiilor autovehiculului

Performantele și calitățile dinamice ale autovehiculelor sunt influențate de capacitatea de demarare a acestora .

Demarajul reprezintă procesul de creștere a vitezei autovehiculului și are o influență

importantă în cazul pornirii de pe loc și în trafic la depășirea altui autovehicul.

Studiul demarajului autovehiculelor constă în determinarea unor parametri cu ajutorul cărora se poate aprecia și compara capacitatea de demarare între diferite tipuri de autovehicule .

Cei mai importanți parametri de apreciere a capacității de demaraj sunt:

– accelerația de demaraj,

– timpul de demaraj

– spațiul de demaraj.

Procesul de demarare este caracterizat prin:

– accelerația de demaraj – este accelerația autovehiculului în timpul când viteza sa crește de la zero sau de la o valoare inferioară "v0" , până la o valoare superioară "vn" .

– timpul de demaraj – timpul necesar creșterii vitezei autovehiculului de la zero până la o valoare

"vn" (de regulă vn = 100 [Km/h] , sau vn = 0,9 "v" ) , cu schimbarea succesivă a treptelor de viteză , pe un sector de drum orizontal și rectiliniu , încărcat cu sarcină nominală și în condiții meteorologice standard . în unele cazuri timpul de demaraj se mai poate apecia și prin timpul necesar de la pornirea de pe loc până la parcurgerea unei anumite distanțe "Sd " (în mod obișnuit se au în vedere două valori Sd = 400 [m] și Sd = 1000 [m]) ;

– spațiul de demaraj – spațiul parcurs de autovehicul în timpul demarajului.

Accelerația de demaraj se poate studia cu ajutorul caracteristicii dinamice a autovehiculului.

Accelerația autovehiculului se caracterizează, în general prin calitățile lui dinamice, în condiții egale, cu cât accelerația este mai mare cu atât crește viteza medie de exploatare.

Valoarea accelerației autovehiculului se poate determina cu ajutorul caracteristicii

dinamice utilizând relația (conform [11]):

D FR Ra

Ga

f cos

sin

i dv g dt

[2] (3.24)

unde: F R – forța tangențială la roată dezvoltată de motor ;

R a – forța de rezistență a aerului;

G a – greutatea autovehiculului;

f – coeficientul de rezistentă la rulare;

– unghiul de înclinare longitudinală a căii de rulare;

i – coeficientul de influență al maselor în mișcarea de rotație asupra maselor în mișcare de translație ale autovehiculului.

Coeficientul de influență al maselor se calculează cu relația (conform [12]):

i 1 i1

[2] (3.25)

i 1 0,0328

0,0103

1,043

J i 2

m tr tr1

i1 2

a r

[2] (3.26)

0,05 0,92 11,12 2

0,0328

i1 1836,7

0,37 2

unde:

J m – momentul de inerție al mecanismului motor, inclusiv volantul redus la arborele

cotit

J =0,02…0,07[kgm2]; Se alege

J m =0,05

tr – randamentul mecanic global al transmisiei autovehiculului; tr = 0,91…0,93, Se alege

tr =0,92

– raportul total de transmitere al transmisiei autovehiculului

m Ga

a g

[kg] [2] (3.28)

m 125000

a 9,8

12755 kg

n

 J R

1

[2] (3.29)

2

a r

4 0,45

0,001

12755

0,37 2

unde: JR – moment de inerție al unei roți a autovehiculului; JR =0,2…0,6[kg/m2 ], Se alege JR =0,45.

n- numărul de roți a autovehicului

Rezultatelede la formula (3.24) a accelerației și inversul accelerației pentru toate treptele de viteză ale autovehiculului sunt trecute în Tabelele 3.6. și 3.7.

Tabel 3.7 Valorile accelerației în funcție de treapta de viteză.

Tabel 3.7 Valorile decelerației în funcție de treapta de viteză.

Reprezentarea grafică a accelerației și inversul accelerației pentru toate treptele de viteză

ale autovehiculului este prezentată în Figura 3.6 și Figura 3.7.

Fig. 3.6 Reprezentarea grafică a accelerației.

Fig. 3.7 Reprezentarea grafică a inversei accelerației.

40

CAP. 4 STUDIUL MIȘCĂRII AUTOVEHICULULUI ÎN REGIMUL FRÂNĂRII

4.1. REGIMURILE DE FRÂNARE ALE AUTOTURISMULUI

4.1.1. Cazul frânării integrale

Ecuația diferențială a capacității de frânare a autovehiculului în cazul frânării integrale

este următoarea:

 dv  

kSv 2 

 m 

  g

cos

m sin

  2 

 dt  max 

13Ga   s 

[3] (4.1)

Unde:- g=9,8 [m/s2] – accelerația gravitațională;

– =25 [°];

– – coeficientul de aderență a drumului, =0,8 pentru drum cu asfalt.

– Ga – greutatea totală a autovehiculului încărcat, Ga=125000 [N]

– v – viteza maximă a autovehiculului, vmax=115 [km/h]=32 [m/s]

– k – coeficient dinamic, k=Cx/2=0,36

– Cx-coeficientul aerodinamic al autovehiculului, Cx=0,72

– S – aria suprafeței frontale a autovehiculului, S=4,2 [m2].

Pentru coborâre, ecuația diferențială a capacității de frânare a autovehiculului în cazul frânării integrale este următoarea:

 dv  

0,36

4,2

v 2   m 

  9,8

 0,8 cos 25

sin 25 

 dt  max 

13 125000  s

Pentru urcare, ecuația diferențială a capacității de frânare a autovehiculului în cazul

frânării integrale este următoarea:

 dv  

0,36

4,2

v 2   m 

  9,8

 0,8 cos 25

sin 25 

 dt  max 

13 125000  s

4.1.2. Cazul frânării numai a roților punții față

Ecuația diferențială a capacității de frânare a autovehiculului în cazul frânării numai a

roților punții față este următoarea:

 dv 

 b



 L





  m 

  g

dt

cos

m sin

 2 

[3] (4.2)

  max

 hg

 1



  s 





unde: – b- distanța pe orizontală de la centrul de greutate la puntea spate, b=2282 [mm]

– hg – înălțimea centrului de greutate al autovehiculului, hg=600 [mm].

– L – ampatamentul autovehiculului, L=3405 [mm]

Pentru coborâre, ecuația diferențială a ecuația capacității de frânare a autovehiculului în cazul frânării numai a roților punții față este următoarea:

 2282 

 dv   

 m

  9,8

 0,8

3405

cos 25

sin 25

5,4  

dt 

0,8 600

  s 2 

  max

 1 3205

   

Pentru urcare, ecuația ecuația diferențială a capacității de frânare a autovehiculului în

cazul frânării numai a roților punții față este următoarea:

 2282 

 dv   

 m

  9,8

 0,8

3405

cos 25

sin 25

0,98  

dt 

0,8 600

  s 2 

  max

 1 3205

   

4.1.3. Cazul frânării numai a roților punții spate

Ecuația diferențială a capacității de frânare a autovehiculului în cazul frânării numai a

roților punții spate este următoarea

 dv 

 a



 L





  m 

 dt  g

cos

h

m sin

  2 

[3] (4.3)

  max

g



 L

 s 





Unde: – a – distanța pe orizontală de la centrul de greutate la puntea față, a=1334 [mm].

Pentru coborâre, ecuația diferențială a capacității de frânare a autovehiculului în cazul

frânării numai a roților punții spate este următoarea:

 1334 

 dv   

 m

  9,8 0,8

3405

cos 25

sin 25

6,3  

dt 

0,8 600

 1 s 2 

  max

 1 3205

   

Pentru urcare, ecuația capacității de frânare a autovehiculului în cazul frânării numai a roților punții spate este următoarea:

 1334 

 dv   

 m

  9,8 0,8

2467

cos 25

sin 25 

0,36 

dt 

0,8 60

  s 2 

  max

 1 2467

   

Aprecierea și compararea capacității de frânare a autoturismului se face cu ajutorul decelerației maxime absolute af sau relative aref, a timpului de frânare tf și a spațiului de frânare minim sfmin în funcție de viteză. Acești, parametri pot fi determinați în intervalul a două viteze, dintre care una poate fi egală cu zero la frânarea totală.

La frânarea cu ambreiajul decuplat, ecuația diferențială este:

1

a f ` F f  R

a

[3] (4.4)

Unde: – `-coeficientul de influență al maselor aflate în rotație la frânarea cu motorul decuplat;

– ma- masa autoturismului;

– Ff –forța de frânare;

– R – suma rezistențelor la înaintarea autoturismului.

– v2 = 20 [km/h].

Acest parametru se exprimă uneori în procente:

a

a f

100[%]

(4.5)

fref g

Cunoscând că Ff= Zf și `=1, și considerând că viteza la care începe frânarea nu este prea mare și atunci Ra 0, că frânarea se face pe un drum orizontal cu 0 și pe toate roțile (Zf’ Ga), ecuația de mișcare în timpul frânarii devine:

af g f [3] (4.6)

af 9,8· 0,02 0,8 =8,036

a fref

8,036

9,8

100[%]

82%

Dacă toate roțile sunt blocate, atunci f 0 și relația devine:

af gf sau

dv g dt

[3] (4.7)

de unde:

dv 9,8

dt

1

f

0,8

32

7,84 s

5,55

3,6 s

9,8

0,8

La frânarea totală (V2=0), rezultă:

t v1 [3] (4.8)

f g

32 4,33 s

9,8

0,8

Fig. 4.3 Procesul de frânare. [2]

După cum se observă din fig. 2,3, procesul de frânare poate fi împărțit în patru etape caracterizate de timpii t1, t2, t3 , t4.

Unde: – t1 – timpul de reacție al conducătorului din momentul sesizării necesității frânării până la începerea cursei utile a pedalei de frână;

-t1` – timpul în care conducătorul percepe apariția obstacolului și ia hotărârea de

frânare;

-t1„- timpul necesar mutării piciorului pe pedala de frână;

-t2 – timpul de răspuns al dispozitivului de frânare (timpul total de intrare în

acțiune a dispozitivului de frânare);

-t2` – impul din momentul apăsării pe pedala de frână și până la începerea acțiunii

de frânare;

-t2„ – în acest interval decelerația crește de la zero la valoarea maximă;

-t3 – timpul de frânare propriu-zis cu menținerea forței de frânare la o valoare

constantă ,el reprezentând tfmin din relația;

-t4 – timpul de la slăbirea pedalei până la anulare.

Acest indice nu prezintă importanță mare, parametrul de bază al capacității de frânare fiind spațiul minim de frânare.

Integrând această expresie în intervalul v1:v2 și considerând că =1, că frânarea se face pe toate roțile (Zf=Gacos ) și că Ra și rezultă:

2 2

s v1 v2

f 2g

1

f

[3] (4.9)

32 2

5,552 1

s f 189 m

2 9,8

0,02

0,8

La frânarea totală (V2=0) relația devine.

2

s 1

f 2gf

[3] (4.10)

32 2

s 10 2

55,77 m

2 9,8

0,02

La frânarea cu motorul nedecuplat, decelerația absolută afm este dată de relația:

a dv

1

fm dt

F f F fm  R `

a

[3] (4.11)

Unde: – Fm – forța de frânare datorată motorului.

Frânarea cu motorul nedecuplat este mai eficace decât cea cu motorul decuplat când afm af. De aici rezultă că totdeauna este rațional să se frâneze cu motorul nedecuplat, ci de la caz

la caz, de la o anumită viteză.

În practica conducerii autoturismelor este indicat să se folosească întotdeauna frânarea cu motorul nedecuplat deoarece inerția volantului și a celorlalte piese acționează ca un regulator al forței de frânare dezvoltate la roți și menține stabilitatea autoturismului în procesul frânării.

4.2. STUDIUL DINAMICII FRÂNĂRII

Puterea la roată Pr, este: Pr

Se alege ηtr=0,95

tr Pe [kW ]

[1] (4.12)

Pr 0,95

130

123,5 [kW ]

Forța la roată Fr, este: Fr

v=34 [m/s]

Pr [ N ]

v

[1] (4.13)

123,5 10 3

Fr

34

3632 [ N ]

rd=λ· rs=0,96· 374=359 [mm]

Forțele de frânare Ff pe cele doua punți sunt:

– pentru puntea față:

F f 1 Z1

4953

0,4

1981 [daN ]

(4.14)

– pentru puntea spate:

F f 2 Z 2

6076

0,4

2430 [daN ]

Momentul de frânare Mf pe cele doua punți este:

– pentru puntea față:

M f 1

F f 1 rr

1981

0,359

711[ Nm]

(4.15)

– pentru puntea spate:

M f 2

F f 2 rr

2430

0,359

872[ Nm]

Reacțiunile dinamice Z1,Z2

b

Z1 Ga

hg

[ N ]

L

[1] (4.16)

a

Z2 Ga

h

g [ N ]

L

[1] (4.17)

Unde: – a -distanța pe orizontală de la centrul de greutate la puntea față;

– b -distanța pe orizontală de la centrul de greutate la puntea spate;

– g=9,82 [m/s2] -accelerația gravitațională;

– hg -înălțimea centrului de greutate al autovehiculului;

– L – ampatamentul autovehiculului;

– -coeficientul de aderență a drumului;

– Ga – greutatea totală a autovehiculului încărcat.

Z1 125000

Z 2 125000

1334 0,8 50

3467

2282 0,8 50

3467

4953 [ N ]

6076 [ N ]

Fig. 4.4 Determinarea reacțiunilor și a momentelor de frânare. [2]

CAP. 5 CALCULUL SISTEMULUI DE FRÂNARE

5.1. CONSTRUCȚIA ȘI ELEMENTE DE CALCUL PENTRU FRÂNELE CU TAMBUR ȘI SABOȚI INTERIORI

Dimensionarea tamburului se face pe cale epirică, avand ca bază de plecare soluții deja existente.

Pentru frâna cu tambure se alege:

Diametrul tamburului pentru frâna față D1=320 [mm] Diametrul tamburului pentru frâna spate D1=340 [mm] Lățimea garniturii de frecare frâna față b1=70 [mm] Lățimea garniturii de frecare frâna spate b1=80 [mm] Unghiul de înfășurare β= 120 [º].

In figura 5.1 sunt reprezentate fortele care actioneaza asupra unei frane cu doi saboți simetrici 1 si 2. Pentru simplificare, se consideră ca forța normală N și forța de frecare Ff actioneaza pe axa de simetrie a garniturii sabotului.

Fig.5.1.Fortele care actioneaza asupra sabotilor in timpul franarii

5.1.1. Coeficientul de eficacitate al saboților

Coeficientul de eficacitate E caracterizeaza performanta unui sabot din punctul de vedere al momentului de franare realizat pentru diferite valori ale coeficientului de frecare al garniturii de frictiune. Este definit ca raportul dintre forta tangentiala la periferia garniturii de frictiune Ff si forta de actionare S a sabotului:

F

E f [1] (5.1)

S

El depinde de tipul si parametrii geometrici ai sabotului, de modul de distributie al presiunilor in lungul garniturii de frictiune si de coeficientul de frecare.

In tabelul 2.2 sunt date valorile coeficientului de eficacitate pentru valori medii ale coeficientului de frecare la diferite tipuri de frane cu tambur si saboti interiori, la care este exclusa posibilitatea autoblocarii sabotilor.

Tabelul 5.1. Valorile coeficientului de eficacitate[5]

Se stabilesc principalele dimensiuni pentru sabotul frânei din față:

a1=80 [mm]

c1+ a1 = 1,6· rt1 c1 =136 [mm]

h=240 [mm]

rt1=160 [mm]

µ=0,3

βp=120 º; α0p=15 º; α1p=125 º; βs=110 º; α0s=20 º; α1s=120 º; χ=15 º;

iar pentru sabotul franei din spate:

a2=125 [mm]

c2+ a2 = 1,6· rt2 c2 =147 [mm]

h=248 [mm]

rt2=170 [mm]

µ=0,3

βp=120 º; α0p=15 º; α1p=125 º;

βs=110 º; α0s=20 º; α1s=120 º;

χ=15 º;

h2

s

E rt 2 180 [1] (5.2)

s 2

2 cos

cos 1s



s 180

a2 sin



sin 0 s

rt 2



248

110

rt 2 

170 180

0,555

Es 2

   

125

170

cos 20

cos120

0,3

120



180

120

170

sin120

sin 20 



E2 E p 2

Es 2

[1] (5.3)

E2 1,477

0,555

2,03

5.1.2. Condiția de autoblocarea saboților

Autoblocarea sabotului se produce atunci cand el este apasat pe tambur numai datorita fortelor de frecare, fara a fi actionat de forta S. Ea se poate produce numai pentru sabotul primar si are loc cand momentul de franare dezvoltat de sabot tinde catre infinit.

Momentul de franare al sabotilor se determina in functie de tipul franei si de legea de distributie a presiunii pe suprafata garniturii de frictiune, in cazul real in care punctul de aplicatie al fortelor N si Ff nu este situat pe conturul exterior si pe axa de simetrie a garniturii de frictiune.

Forța necesară acționării saboților pentru puntea față este:

M f 1

S1 K f N

2

[1]

Unde: Kf – coeficient determinat pentru simplificarea calculelor

(a

K f

a (cos

cos

c)

sin )

f (a

f a (cos

cos

c)

sin )

f [1] (5.4)

f

(120 cos15 136) 0,3 205

(120 cos15 136) 0,3 205

342,25

K f

120

(cos15

0,3

sin 20)

0,3

205,79

120

(cos15

0,3

sin 20)

0,3

205,79

unde: δ si ρf – coordonatele polare ale punctului de aplicatie al fortei normale;

χ – unghiul la centru de dispunere al articulatiei sabotului.

S 7110000

1 2

342,25

10387 N

Forța necesară acționării saboților pentru puntea spate este:

M f 1

S1 K f N

2

[1] (5.5)

Unde: Kf – coeficient introdus pentru simplificarea calculelor

(a

K f

a (cos

cos

c)

sin )

f (a

f a (cos

cos

c)

sin )

f [1] (5.6)

f

(120 cos15 136) 0,3 205

(120 cos15 136) 0,3 205

342,25

K f

120

(cos15

0,3

sin 20)

0,3

205,79

120

(cos15

0,3

sin 20)

0,3

205,79

unde: δ si ρf – coordonatele polare ale punctului de aplicatie al fortei normale;

χ – unghiul la centru de dispunere al articulatiei sabotului.

S 8720000

1 2

342,25

12739 N

Momentul de franare tinde spre infinit daca numitorul se anuleaza, adica:

lim

a1 cos

[1] (5.7)

f a1

sin

La dimensionarea franei, alegerea coeficientului de frecare al garniturii de frictiune se

face astfel ca µ/µlim ≤ 0,75.

120 cos 20

0,68

lim f

205

120

sin 20

125 cos 20

0,67

lim s

218

125

sin 20

saboți:

Distanța de la centrul tamburului până la punctul de acționare a forței de frecare pentru

s rt1

[1]

f

sin 1 p

sin 2

cos 0 p

cos 2

2,1 160

f

205,79 mm

0,82

0,25 2

0,96

0,57 2

5.2. VERIFICAREA LA UZURĂ A FRÂNELOR

Solicitările mecanice și regimul termic al garniturilor de frecare ale tamburului sunt elementele care influențează durata de funcționare a frânelor.

5.2.1. Presiunea pe suprafața garniturilor de fricțiune

Durabilitatea garniturilor de fricțiune se apreciază cu ajutorul presiunii dintre garnitură si

tambur. Pentru frânele cu tambur, presiunea se calculează cu relația:

M f 1 2

p01

n 1 b

daN / cm

t

[1] (5.8)

p 71100

daN

cm 2

01 0,3 7 8

2,1 1,9

16 2

17,28 /

p 87200

daN

cm 2

02 0,3 7 8

2,1 1,9

16 2

18,28 /

Valoarea admisibila pentru p0=20 [daN/cm2].

5.2.2. Lucrul mecanic de frecare

Durabilitatea funcționării graniturilor de fricțiune se apreciază și cu ajutorul lucrului mecanic specific de frecare dat de relația:

L

L f

s  A

daN / cm 2

[1] (5.9)

G v 2

L

125000 34 2

555770

daN / cm 2

[1] (5.10)

f 26 g

26 10

2

 A  rt1

i 1

bb1 1

2

2  rt 2

i 1

bb 2 1

2

[1] (5.11)

 A 2 16 7 8

2,1

1,9

1984 cm 2

L 555770

s 1984

280

daN / cm 2

5.2.3. Puterea specifică de frecare

Puterea de frânare necesară P la frânarea unui autovehicul de masă ma=Ga/d de la viteza

vmax pâna la oprire, cu decelerația maximă.

a f max

g 0,4

9,81 m / s 2

[1] (5.12)

P Ga

s g

a f max

vmax W

[1] (5.13)

Iar puterea specifică:

P P

W / cm 2

[1] (5.14)

s  A

P 1642

s 1984

0,82

W / cm 2

P 125000

10

3,865

34 10 3

1642 kW

5.2.4. Încărcarea specifică a garniturii de fricțiune

De asemenea, pentru aprecierea solicitărilor garniturilor de fricțiune, se șine cont și de

încărcarea specifică:

q Ga

daN / cm 2

[1] (5.15)

s g  A

q 125000

6,3

daN / cm 2

s 10

1984

5.3. CALCULUL TERMIC AL FRÂNELOR

La franarea intensiva se considera ca intreaga cantitate de caldura care se degaja contribuie la ridicarea temperaturii mecanismului de franare, adica este preluata de tambur.

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V=32 [m/s] pana la oprirea automobilului si se obtine:

G V 2

C

[1] (5.16)

10850

c n f Gt

unde: ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur, = 99 %; Gt este greutatea tamburului, Gt =10 [kg]

c este caldura masica, c =251,37 [J/Kg· K];

Ga este greutatea automobilului;

nf este numarul rotilor franate;

∆τ este cresterea temperaturii tamburului.

125000 32 2

10,1 C

10850

0,99

251,37

4 10

Cand diferenta de regim termic al franelor rotilor din fata si din spate este mare, determinarea cresterii temperaturii trebuie sa se faca separat pentru franele din fata si din spate, iar distributia energiei totale pe punti se face in acelasi raport cu distributia fortelor de franare.

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 km/h pana la oprire, cresterea de temperatura ∆τ

sa nu depaseasca 150 C.

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior. Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa:

max

56,5

qd

V

1 C

[1] (5.17)

c 3,6

a f t

unde: χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare, χ=0,5 daca meterialele celor doua elemente sunt identice);

ρ este densitatea materialului tamburului;

c este caldura masica a tamburului;

af este deceleratia automobilului;

V este viteza de deplasare a automobilului;

αt = λ/cρ este difuzivitatea termica αt=109/(251,37· 7,6)=0,05 [1]

λ este conductivitatea termica;

qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia:

q Ga

V

a f

[1] (5.18)

d g  A

3,6

427

125000 32 6

d

796,5 cal

9,8 2

3,6

427

56,5

1 797

32

1

72,38 C

max

7,6

251,37

3,6

6 0,05

Temperatura se recomandă sa nu depaseasca 300 [0C].

La franari repetate, cand numarul lor este mare, se stabileste un echilibru intre caldura degajata si caldura evacuata si se ajunge la temperatura de saturatie a tamburului, care este data

de relatia:

s 0 b t

[1] (5.19)

unde: τ0 este temperatura mediului ambiant, se alege 15 º Celsius;

∆τ este cresterea de temperatura datorita unei franari;

b=0,001….0,004 [s-1] la o viteza de 30km/h, (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie), este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor;

t0 este intervalul dintre franari.

s 15

10,1

0,0035 15

152 C

Ca urmare a dilatarii termice, in tambur apar tensiuni care se pot determina cu relatia:

E 1 [1] (5.20)

1 p

unde: E este modulul lui Yoong;

αl este coeficientul de dilatare liniara;

τ este temparatura tamburului in 0C;

δp = 0,26 este coeficientul lui Poisson.

115,16 12,9 30

60225

1 0,26

5.4. CALCULUL MECANISMULUI DE FRÂNARE

Dispozitivele de frânare cu frânare hidraulică(fig.5.2) sunt în prezent cele mai răspândite la automobile.

Fig.5.2. Schema acționării hidraulice a a sistemului de frânare. [1]

Diametru cilindrului se determina astfel:

d 4S mm

c p

[1]

unde: S – forța de acționare a saboților

p – presiunea lichidului; Conform literaturii de specialitate, p=35…45 daN/cm2.

4 12739

d c 60 mm

45

Forța la pedală Fp, care realizează cu ajutorul cilindrului principal având presiunea p din

circuitul hidraulic, se determină cu relația:

F S

1 [1] (5.21)

i p ih h

unde: ip – raportul de transmitere al pedalei, ip=3,5…6 ih – raport de transmitere hidraulic, ih=1

dp – diametrul cilindrului principal

ηh – randamentul transmisiei hidraulice, ηh=0,9…0,95

1273 1

Fp 223 N

6 1 0,95

Forța maxima admisibilă la pedala de frână este de 50…65 [daN] pentru autoturisme si de 70….80 [daN] pentru autocamioane si autobuze, in funcție de dispunerea elementului de comandă in raport cu scaunul șoferului. Datorită faptului că numărul frânărilor intensive nu depașește 5….10% din numărul total al franărilor, forța maximă la pedala de frană se admite cumult mai mare decât in cazul ambreiajelor.

Unde: – h – randamentul transmisiei hidraulice, h = 0,9…0,95;

– ip =b/a – raportul de transmitere a pedalei, ip=3,5…6;

2

 d 

 10  2

– raport de transmitere hidraulic ih =  c   

4 ; [1] (5.22)

 

 p 

 5 

În cazul unui automobil cu două punți, cu frâne la toate roțile, cursa totală a pedalei de

frână, neglijând deformațiile conductelor, se determină cu relația:

     2 

i 4s  d c1 

4s  d c 2  j 

p  1  d 

2  d  p 

   p   p  

S p

2

[mm]

[1] (5.23)

Unde: – s1,s2 – cursele pistoanelor cilindrilor de lucru, s1=s2=2 [mm] ;

– jp – jocul dintre pistonul cilindrului principal și tija de acționare, jp = 1,5…2 [mm];

– – distanța dintre buza garniturii primare a pistonului cilindrului principal și marginea opusă a orificiului de compensare, = 1…1,5 [mm]

S 3,5 4 2 4 4 2 4 2 1

p 2

117,25 [mm] ;

CAP. 6 CREȘTEREA EFICACITĂȚII SISTEMULUI DE FRÂNARE

Sistemul de frânare este mai eficient cu cât distanța până la oprire este cât mai mică. Folosirea a două sisteme de frînare(frâna de serviciu,frâna de staționare) sau mai multe sisteme de frânare crește eficiența sistemului de frânare.

În general se folosesc la autoturisme două circuite pentru frâna de serviciu,de obicei circuitele sunt legate în paralel,pentru ca în cazul defecțiunii unui circuit autovehiculul sa mai aiba posibilitatea de a frâna în siguranță.

Folosirea unor dispozitive ce regleză automat jocul dintre garniturile de frecare și discurile de frână crește eficiența sistemului de frânare. Folosirea limitatorului de presiune pentru puntea spate, care funcționează în funcție de încărcarea punții spate crescând eficiența sistemului de frânare.

La creșterea încărcari punții spate ,presiunea in circuitul punții din spate este mai ridicată,la scăderea încărcării sarcinii punții spate presiunea în circuit pentru puntea spate este mai mică.

Folosirea unui element „Control tracțiune" (TC) controlează vitezele roților motoare și recunoaște derapajul la acționarea accelerației când valoarea acesteia depășește un anumit prag. Sistemul preia controlul asupra situației aplicând un cuplu de frânare pe roata care patinează, obținut prin creșterea presiunii în partea respectivă a circuitului de frână. Acest lucru permite diferențialului să transfere cuplul roții aderenteaducând autovehiculul la starea normală.

TC „Cuplul de tracțiune" rămâne activ până la viteze cuprinse între 40 și 60 km/h. O modalitate de creștere a eficientei sistemului de frânare este folosirea sistemelor ABS(Anti Blocking System) și ESP(Electronic Stability Program).

Mașinile care sunt dotate cu ABS, folosesc patru circuite hidraulice (câte unul pentru fiecare roată), sau trei circuite (circuite separate pentru roțile punții față și un circuit comun pentru roțile punții spate). Fiecare roată dispune de câte un disc danturat și traductor inductivde turație, dar la sistemele cu trei circuite se poate folosi un singur traductor pentru ambele roți ale punții spate.

Indiferent de condițiile de aderență autovehiculule care au ABS și ESP opresc în siguranță.

BIBLIOGRAFIE

[1]. Frățilă Gh..- Calculu și construcția autovehiculelor – Editura Didactică și Pedagogică, București 2005.

[2]. Frățilă Gh..- Automobile cunoaștere, întreținere și reparare – Editura Didactică și

Pedagogică, București 2005.

[3]. Fodor D. Dinamica Autovehiculelor – Note de curs, Universitatea din Oradea, 2013

[4]. Frățilă Gh, Mariana Frățilă,St. Samoilă – Automobile – Editura Didactică și Pedagogică, București, 2005.

[5]. Untaru,M. Frățilă,Gh. Poțincu,Gh. Seitz,N. Tabacu,I. Pereș,Gh. Macarie,T – Calculul și construcția automobilelor – Editura Didactică și Pedagogică, București, 1982.

[6]. http://medias.schaeffler.com

[7]. http://en.wikipedia.org

[8]. http://www.autototal.ro

BIBLIOGRAFIE

[1]. Frățilă Gh..- Calculu și construcția autovehiculelor – Editura Didactică și Pedagogică, București 2005.

[2]. Frățilă Gh..- Automobile cunoaștere, întreținere și reparare – Editura Didactică și

Pedagogică, București 2005.

[3]. Fodor D. Dinamica Autovehiculelor – Note de curs, Universitatea din Oradea, 2013

[4]. Frățilă Gh, Mariana Frățilă,St. Samoilă – Automobile – Editura Didactică și Pedagogică, București, 2005.

[5]. Untaru,M. Frățilă,Gh. Poțincu,Gh. Seitz,N. Tabacu,I. Pereș,Gh. Macarie,T – Calculul și construcția automobilelor – Editura Didactică și Pedagogică, București, 1982.

[6]. http://medias.schaeffler.com

[7]. http://en.wikipedia.org

[8]. http://www.autototal.ro