109970263-auto-frana
DESCRIPTION
safasdTRANSCRIPT
CUPRINS
1. Analiza modelelor similare de autovehicule dupa criterii tehnice si economice,
precum si stabilirea tipului de autovehicul corespunzator temei de proiect
1.1 Justificarea alegerii modelelor similare 6
1.2 Analiza modelelor similare dupa criterii constructive 7
1.2.1 Calculul histogramelor pentru analiza parametrilor dimensionali ai 9
modelelor similare
1.2.1.1 Lungimea totala 9
1.2.1.2 Latimea totala 10
1.2.1.3 Inaltimea totala 11
1.2.1.4 Ampatament 12
1.2.1.5 Ecartament fata 13
1.2.1.6 Ecartament spate 14
1.2.1.7 Volumul rezervorului de combustibil 15
1.2.2 Calculul histogramelor pentru analiza parametrilor masici ai modelelor
similare 16
1.2.2.1 Masa proprie 16
1.2.2.2 Masa utila 17
1.2.2.3 Masa totala 18
1.2.3 Calculul histogramelor pentru analiza performantelor modelelor
similare 18
1.2.3.1 Viteza maxima in palier 19
1.2.3.2 Timpul de demarare 0-100 km/h 20
1.3 Corelatii si dependente 21
1.3.1 Dependente cu privire la parametrii dimensionali 21
1.3.1.1 Dependenta Ampatament - Lungime totala 21
1.3.1.2 Dependenta Ampatament – Ecartament fata 22
1.3.1.3 Dependenta Ampatament – Ecartament spate 23
1.3.1.4 Dependenta Ecartament fata – Inaltime totala 23
1.3.1.5 Dependenta Ecartament spate – Inaltime totala 24
1
1.3.1.6 Dependenta Latime totala – Ecartament fata 25
1.3.1.7 Dependenta Lungime totala – Latime totala 25
1.3.2 Dependente cu privire la parametrii dimensionali- parametrii masici 26
1.3.2.1 Dependenta Masa totala – Lungime totala 26
1.3.2.2 Dependenta Masa proprie – Lungime totala 27
2. Determinarea marimilor caracteristice ale autovehiculului care sunt necesare la
proiectarea sistemului de franare impus in tema
2.1 Stabilirea parametrilor dimensionali si masici ai autovehiculului ce urmeaza
a fi proiectat 28
2.1.1 Stabilirea parametrilor dimensionali 28
2.1.2 Stabilirea parametrilor masici 29
2.1.2.1 Stabilirea masei proprii 29
2.1.2.2 Stabilirea masei totale 29
2.1.2.3 Stabilirea masei utile 30
2.2 Determinarea formei si dimensiunilor spatiului pentru postul de conducere
si a spatiului util 30
2.2.1 Predeterminarea formei si dimensiunilor spatiului pentru postul de
conducere 30
2.2.2 Predeterminarea formei si spatiului util 36
2.3 Determinarea pozitiei centrului de greutate si a incarcarilor la punti 38
2.3.1 Determinarea centrului de greutate al autoturismului 38
2.3.2 Determinarea incarcarilor la punti 41
2.4 Alegerea pneurilor 42
3. Studiul tehnico-economic al solutiilor posibile pentru sistemul sau subansamblul
de proiectat
3.1 Destinatia, compunerea generala si clasificarea sistemelor de franare 46
3.1.1 Destinatia sistemului de franare 46
3.1.2 Partile componente si clasificarea sistemelor de franare 48
3.2 Studiul tehnico-economic al solutiilor posibile pentru mecanismul de
2
franare 52
3.2.1 Tipuri constructive de mecanisme de franare 52
3.2.2 Tipuri de mecanisme de actionare 54
3.2.2.1 Actionarea mecanica a franelor 54
3.2.2.2 Actionarea hidraulica a franelor 55
3.2.2.3 Actionarea hidraulica cu servomecanism 56
3.3 Studiul tehnico economic al solutiilor posibile pentru mecanisme de frana cu
tambur si saboti interiori 57
3.3.1 Principalele tipuri uzuale de frana cu tambur si saboti interiori 57
3.3.1.1 Frana simplex 57
3.3.1.2 Frana duplex 59
3.3.1.3 Frana servo 61
3.3.2 Analiza principalelor dispozitive de reglare a jocului dintre saboti si tambur
64
3.4 Studiul tehnico-economic al solutiilor posibile pentru mecanismele de
franare cu disc 68
3.4.1 Tipuri constructive de frane cu disc 70
3.5 Studiul tehnico-economic al solutiilor posibile pentru mecanisme de
transmitere a efortului de franare 78
3.5.1 Analiza instalatiei de franare 79
3.5.2 Sistem de franare hidraulic cu servomecanism vacuumatic 81
3.5.3 Analiza pompei centrale de frana 85
3.5.4 Conducte de legatura utilizate la actionarea hidraulica 93
3.5.5 Lichidul de frana 94
3.6 Sistemul de prevenire a blocarii rotilor autovehiculului(ABS) 96
3.7 Definitivarea solutiei tehnice a sistemului de franare propus pentru
proiectare 100
4. Proiectarea generala a sistemului de franare pentru autovehiculul de proiectat
4.1 Determinarea fortelor si momentelor de franare la punti 101
4.2 Calculul mecanismului de franare 107
3
4.2.1 Calculul franei cu disc 107
4.2.2 Verificarea discului la solicitari mecanice 110
4.2.3 Verificarea franelor la solicitari termice 113
4.3 Determinarea fortei de franare pentru imobilizarea autovehiculului 118
4.4 Alegerea tipului franei propriu-zise si a transmisiei dispozitivului de
franare 120
4.5 Calculul transmisiei hidraulice 121
5. Diagnosticarea sistemului de franare al autovehiculului
5.1 Modificarea starii tehnice a sistemului de franare si stabilirea parametrilor
de diagnosticare 124
5.1.1 Modificarea starii tehnice a sistemului de franare 124
5.1.1.1 Frana nu este eficienta, este slaba sau nu functioneaza 124
5.1.1.2 Frana functioneaza cu frecare desi pedala de frana este in
repaus 128
5.1.1.3 La franare automobilul se deplaseaza intr-o parte 129
5.1.1.4 Blocarea rotilor 129
5.1.1.5 Franarea se intrerupe (trepideaza) si automobilul smuceste 129
5.1.1.6 Franarea este insotita de zgomote 130
5.1.2 Metode de diagnosticare a sistemului de franare 131
5.1.2.1 Testul pe drum 131
5.1.2.2 Inspectie vizuala 132
5.1.2.3 Standul cu placi 133
5.1.2.4 Standul cu rulouri 134
5.1.3 Stabilirea parametrilor de diagnosticare 136
5.2 Schema de principiu a instalatiei de diagnosticare 138
5.3 Proiectarea de detaliu a standului cu role pentru verificarea sistemului de
franare la autoturisme 140
5.4 Tehnologia de diagnosticare 149
5.4.1 Operatiuni pregatitoare 152
5.4.2 Diagnosticarea propriu-zisa 153
4
5.4.3 Interpretarea datelor masurate 155
6. Proiectarea de detaliu a etrierului si a discului de frana, subansambluri din
cadrul sistemului de franare pentru puntea fata
6.1 Proiectarea etrierului de la sistemul de franare de la rotile puntii fata 157
6.1.1 Rolul functional al etrierului 157
6.1.2 Conditii tehnice 158
6.1.3 Alegerea materialului pentru etrier 159
6.2 Proiectarea de detaliu a discului de frana 160
6.2.1 Rolul functional al discului de frana 160
6.2.1 Conditii tehnice 161
6.2.3 Alegerea materialului pentru etrier 163
6.3 Precizarea jocurilor fundamentale si a modalitatilor de reglare 164
7. Elaborarea procesului tehnologic de montare si demontare a pe si de pe
autoturism
7.1 Procesul tehnologic de montare si demontare a pompei centrale de frana 168
7.2 Procesul tehnologic de montare si demontare a etrierului 171
7.3 Procesul tehnologic de montare si demontare a discului de frana 171
Bibliografie 173
5
CAPITOLUL 1
Analiza modelelor similare de autovehicule dupa criterii tehnice si economice,
precum si stabilirea tipului de autovehicul corespunzator temei de proiect
1.1 Justificarea alegerii modelelor similare
In vederea stabilirii modelului de autovehicul ce va fi echipat cu sistemul de franare de
proiectat, conform temei, se are in vedere achizitia de date privind solutiile constructive
deja existente ce corespund cerintelor impuse. Scopul pentru care se apeleaza la modelele
similare este alegerea pe baza acestora a unor parametri necesari proiectarii autovehiculului
cu performantele impuse in tema.
In urma analizei datelor din tema de proiect, pentru modelul de autoturism s-a decurs
la alegerea a 20 de modele cu performante apropiate. Modelele similare au fost alese
tinandu-se seama de urmatoarele criterii: tipul autovehiculului, clasa din care face parte,
viteza maxima in palier si numarul de locuri. Datele referitoare la cele 20 de modele
similare considerate au fost centralizate in tabelul 1.1.
Modelele alese sunt autovehicule recent concepute de constructori bine cunoscuti
(Volkswagen, Fiat, Opel, Renault, Alfa Romeo etc.) avand rezultate bune in exploatare.
Autovehiculele modele similare au fost alese astfel incat sa aiba parametri dimensionali si
masici cat mai apropiati, luandu-se in considerare autoturismele situate la limita superioara
a clasei compacte si limita inferioara a clasei mari.
1.2 Analiza modelelor similare dupa criterii constructive
Criteriile constructive se refera la parametrii dimensionali, masici, energetici si la
parametrii constructiv ai sistemului de franare. Este necesara o analiza statistica a acestor
parametric pentru a se stabili principalele caracteristici ale autovehiculului de proiectat care
vor fi alese pe baza construirii unor histograme.
6
a) Solutia de organizare generala.
Modelele similare prezentate in tabelul 1.1 au amplasat motorul, ambreiajul si
schimbatorul de viteze in partea din fata a automobilului, fluxul de putere fiind transmis
catre puntea din fata la toate modelele.
b) Motorul.
Modele alese sunt echipate cu motoare cu 4 cilindrii dispusi in linie. Motoarele dispun
de sistem de distributie, atat cu un singur arbore in chiulasa si cu 2 supape pe cilindru (la
modelele Peugeot 307, , Mitsubishi Lacer, Honda Civic, Fiat Linea, Seat Leon, Dacia
Logan) cat si cu 2 arbori in chiulasa si cu 4 supape pe cilindru (la modelele Opel Astra,
Renault Megane Sedan, Volkswagen Golf, Ford Focus, Hyundai Accent, Citroen C4,
Toyota Corolla, Chevrolet Aveo Sedan, Nissan Almera, Kia Cerato, Alfa Romeo 147).
Acestea sunt dispuse transversal, la toate modelelor alese.
Toate modele sunt echipate cu motoare cu aprindere prin scanteie, cu sistem de
alimentare cu injectie indirecta de benzina multipunct (exemplu:ME-Motronic).
c) Ambreiajul si schimbatorul de viteze
Modelele alese sunt echipate cu ambreiaj monodisc uscat, cu arc diafragma actionat
mecanic sau servoasistat hidraulic sau pneumatic. Schimbatoarele de viteze ce echipeaza
modelele similare alese sunt majoritatea cu 5 trepte de viteza, actionarea realizandu-se
mecanic, dar si cu 6 trepte de viteza (la modelul Fiat Bravo).
d) Sistemul de franare.
Automobilele alese ca modele similare sunt echipate cu sisteme de franare cu discuri
ventilate si/sau tamburi, servo-asistate. Majoritatea automobilelor alese sunt echipate cu
siteme de franare cu discuri de frana atat pentru rotile puntii fata cat si pentru rotile puntii
spate, ventilate si servo-asistate, iar restul modelelor sunt echipate cu sisteme de franare cu
discuri de franare pentru rotile puntii fata si tambure pentru rotile puntii spate (Chevrolet
Aveo Sedan, Skoda Fabia Sedan, Fiat Linea). De asemenea toate modele sunt ecipate cu
sisteme ABS.
7
Cu privire la histograme, acestea se realizeaza pentru fiecare parametru, luandu-se in
considerare toate modelele similare la care parametrul respective este cunoscut. Pentru
constructia histogramelor se listeaza in ordine crescatoare toate valorile unui anumit
parametru si se determina valoarea minima Vmin, valoarea maxima Vmax, ΔV, care se
calculeaza cu formula:
)log(322.31minmax
msN
VVV
⋅+−
=∆
, unde msN este numarul de modele similare considerate.
In cele ce urmeaza valorile Vmin si Vmax se vor rotunji in exteriorul intervalului si
se va determina numarul de subintervale de observare “k”:
'
'min
'max
V
VVk
∆−
= ,
unde: 'minV , '
maxV , 'V∆ sunt valorile rotunjite ale lui minV , maxV , ΔV. Rotunjirea acestora se
face astfel incat numarul de subintervale de observare “k” sa fie natural.
In final se determina mijlocul subintervalelor si se afla numarul de modele ce se
incadreaza in acest subinterval, urmand sa se construiasca histograma.
8
1.2.1 Calculul histogramelor pentru analiza parametrilor dimensionali ai modelelor
similare
Parametrii dimensionali se refera la dimeniunile de gabarit ale modelelor similare,
precum si la unele marimi aerodinamice care sunt in stransa legatura cu forma si
dimensiunile autoturismului. Pentru fiecare dintre acesti parametri a fost construita o
histograma ce va fi folosita la alegerea dimensiunilor autoturimului de proiectat.
1.2.1.1 Lungimea totala
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
4095 4194 4293 4392 4491 4590
La[mm]
Nu
mar
mo
del
e si
mila
re
Fig. 1.1 Histogramele lungimii totale
Pentru realizarea histogramei au fost considerate toate cele 20 de modele.
Analizand figura 1.1 observam ca 6 modele (reprezentand o pondere de 30% din
numarul total de modele considerate la realizarea histogramelor lungimii totale) au o
lungime cuprinsa in intervalul de 4144-4243 mm; alte 8 modele (40%) au o lungime
cuprinsa intre 4243-4342 mm reprezentand ponderea cea mai mare din autoturismele
considerate; 3 modele (15%) au valori ale lungimii totale cuprinse in intervalul 4342-4441
mm; iar in cele din urma mai sunt 3 intervale in care se incadreaza cate un model.
9
La alegerea lungimii totale a automobilului trebuie luat in seama faptul ca aceasta
influenteaza capacitatea de deplasare a autovehiculului in aglomeratiile urbane, spatiul
interior destinat pasagerilor si nu in ultimul rand usurinta in a fi parcat.
In concluzie lungimea totala a automobilului de proiectat va fi cuprinsa in intervalul
4243-4342 mm si va fi plasata catre capatul inferior al acestuia. Motivul alegerii il
reprezinta atat ponderea pe care o reprezinta, cat si indeplinirea conditiilor precizate mai
sus.
Autovehiculul de proiectat va avea o lungime totala de 4250 mm, astfel realizandu-se
un bun compromis intre spatiul destinat pasagerilor, spatiul destinat pentru bagaje si
capacitatea de a se deplasa cu usurinta in aglomeratiile urbane.
1.2.1.2 Latimea totala
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
1665 1703 1741 1779 1817 1855
la[mm]
Nu
mar
mo
del
e si
mila
re
Fig. 1.2 Histogramele latimii totale
Pentru realizarea histogramei din figura 1.2 au fost considerate 19 modele. Histograma
este impartita din 6 subintervale de observare, valorile extreme fiind 1646 mm (Skoda fabia
Sedan), respectiv 1839 mm (Ford Focus), intervalul de variatie al valorilor fiind de 38 mm.
Ponderea cea mai mare (42.1%) o au modelele cu latimea cuprinsa intre 1722-1760 mm.
10
Latimea autoturismului influenteaza capacitatea de transport, in special spatiul pentru
bagaje si cel destinat pasagerilor. De asemenea o latime mare determina un ecartament
mare, ceea ce conduce la imbunatatirea stabilitatii autoturismului.
Pentru autoturismul de proiectat latimea totala a fost aleasa in intervalul 1722-1760 mm,
alegere motivata de dorinta de a realiza un autoturism care sa dispuna de spatiu suficient
pentru pasageri si bagaje, dar sa se si poata deplasa cu usurinta in aglomeratiile urbane.
Pentru moment valoarea latimii totale a autoturismului a fost aleasa ca fiind 1750 mm,
tinand seama de cele de mai sus.
1.2.1.3 Inaltimea totala
0
2
4
6
8
10
12
1410 1450 1490 1530 1570 1610
h[mm]
Nu
mar
mo
del
e si
mila
re
Fig. 1.3 Histogramele inaltimii totale
In figura 1.3 este prezentata histograma inaltimii totale, la realizarea acesteia fiind
luate in considerare date de la 20 modele alese. Histograma este impartita in 5 subintervale
de observare, valorile extreme ale inaltimii totale fiind 1390 mm (Suzuki Baleno), respectiv
1580 mm (Volkswagen Golf), valoarea intervalului de variatie fiind de 40 mm. Ponderea
cea mai insemnata (55%) o au inaltimile cuprinse intre 1430-1470 mm . Autovehiculele cu
valori ale inaltimii totale situate in acest interval au oferit conditii satisfacatoare in
exploatare.
11
Inaltimea autoturismului de proiectat se va alege in intervalul 1430-1470 mm, astfel
satisfacandu-se atat cerinte legate de spatiul interior oferit pasagerilor, dar si cerinte legate
de stabilitate (o inaltime mare afecteaza stabilitatea transversala a autoturismului).
In continuare, pentru autoturismul de proiectat se va alege valoarea inaltimii totale de
1450 mm.
1.2.1.4 Ampatamentul
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
2487 2537 2587 2637 2687 2737
L[mm]
Nu
mar
mo
del
e si
mila
re
Fig.1.4 Histogramele ampatamentului
Histograma ampatamentului este prezentata in figura 1.4, iar la realizarea acesteia au fost
luate in considerare valori de la cele 20 modele alese. Aceasta este impartita in 5
subintervale de observare, valorile extreme ale ampatamentului fiind 2462 mm la modelul
Skoda Fabia Sedan, respectiv 2680 mm la modelul Honda Civic, valoarea intervalului de
variatie fiind de 50 mm. Ponderea cea mai insemnata (45%) o au valorile ampatamentului
cuprinse in intervalul 2562-2612 mm.
Tinand seama de datele de la modele alese, valoarea ampatamentului pentru autoturismul
de proiectat a fost aleasa ca apartinand intervalului 2562-2612 mm si pentru calcul s-a ales
valoare de 2580 mm.
12
1.2.1.5 Ecartament fata
0
1
2
3
4
5
6
1441 1462 1483 1504 1525 1546
E1[mm]
Nu
mar
mo
del
e s
imila
re
Fig. 1.5 Histogramele ecartamentului fata E1
Pentru realizarea histogramei din figura 1.5 au fost considerate date de la 20 modele
alese. Histograma ecartamentului fata este impartita in 6 subintervale de observare, valorile
extreme ale ecartamentului fata fiind 1435 mm la modelul Skoda Fabia Sedan, respective
1541 mm la modelul Volkswagen Golf. Se disting 4 subintervale, 0-1451 mm, 1451-1472
mm, 1472-1493 mm si 1493-1514 mm, ce cuprind cate 3 modele fiecare. Intervalul cu cele
mami multe modele reprezinta o pondere de 25% din numarul total de modele considerate
(1514-1535 mm).
Valoarea ecartamentului fata se alege avand in vedere dimensiunile de gabarit ale
sistemului de franare, latimea totala si asigurarea unei stabilitati transversale optime a
autoturismului de proiectat. Astfel intervalul din care se va alege valoarea ecartamentului
fata este 1514-1535 mm.
Se alege ecartamentul fata la valoarea de 1525 mm, valoare ce asigura un spatiu suficient
pentru montarea motorului, sistemului de franare si instalatiilor anexe (exemplu: agregatul
hidraulic cu unitatea de control) si pentru a tine cont de necesitatea unei stabilitati
transversale optime.
13
1.2.1.6 Ecartament spate
0
1
2
3
4
5
6
7
1435 1457 1479 1501 1523 1545
E2[mm]
Nu
mar
mo
del
e si
mila
re
Fig. 1.6 Histogramele ecartamentului spate
In figura 1.6 este prezentata histograma ecartamentului spate, iar la realizarea ei au fost
considerate valori de la toate 20 modelele alese. Histograma este impartita in 6 subintervale
de observare, valorile extreme ale ecartamentului spate fiind 1424 mm (Skoda Fabia
Sedan), respective 1535 mm (Toyota Corolla) valoarea intervalului de variatie fiind 22
mm, ponderea cea mai insemnata (30% din numarul total de modele considerate) avand-o
valorile ecartamentului spate cuprinse in intervalul 1512-1524 mm.
La alegerea valorii ecartamentului spate se tine seama de valorile acestuia de la modele
similare alese si de faptul ca ecartamentul spate trebuie sa fie mai mic decat cel din fata.
Astfel, tinand seama de cele expuse mai sus, s-a ales valoarea ecartamentului spate pentru
autoturismul de proiectat ca fiind 1515 mm, apartinand subintervalului 1512-1524 mm.
14
1.2.1.7 Volumul rezervorului de combustibil
0
1
2
3
4
5
6
7
45 50 55 60 65 70
Vrc[l]
Nu
mar
mo
del
e si
mila
re
Fig. 1.7 Histogramele volumului rezervorului de combustibil
In figura 1.7 este prezentata histograma volumului rezervorului de combustibil, iar la
realizarea acesteia au fost considerate date de la toate cele 20 modele alese. Histograma
prezinta 6 subintervale de observare. Valoarea minima a volumului rezervorului de
combustibil este de 45 l (Hyundai Accent, Skoda Fabia Sedan, Chevrolet Aveo Sedan si
Fiat Linea), iar cea maxima este de 70 l (Renault Megane, Citroen C4, Peugeot 307, Alfa
Romeo 147 si Nissan Almera). Se poate vedea ca in subintervalul de observare 5 si 6 nu se
incadreaza niciun model.
Intervalul cu cele mai multe modele reprezinta un procent de 30% din numarul total de
modele considerate (57-62 l). Motivul pentru care acest interval a fost ales este atat
ponderea sa printre celelalte intervale cat si faptul ca valorile din interval satisfac cerintele
clientilor cu privire la autonomia autovehiculului. In continuare s-a ales ca valoare a
volumului rezervorului de combustibil valoarea de 60 l, tinand seama de cele precizate mai
sus.
15
1.2.2 Calculul histogramelor pentru analiza parametrilor masici ai modelelor similare
Parametrii masici care se analizeaza pentru autoturismele considerate se refera la masa
proprie, masa utila si masa totala a acestora. Pentru a alege marimile amintite se folosesc
histograme ce ilustreaza static repartitia modelelor in diferite subintervale de observare.
1.2.2.1 Masa proprie
0
1
2
3
4
5
6
7
8
9
1002 1066 1130 1194 1258 1322
Go[daN]
Nu
mar
mo
del
e si
mila
re
Fig. 1.8 Histogramele masei proprii
Pentru realizarea histogramei din figura 1.8 au fost considerate date provenind de la 19
modele alese. Histograma este impartita in 6 subintervale de observare, valorile extreme
fiind 975 daN la modelul Dacia Logan, respectiv 1293 daN la modelul Volkswagen Golf.
Valoarea intervalului de variatie este de 64 daN. Se observa ca in subintervalul al 2-lea nu
se incadreaza nici un model dintre cele considerate.
Cele mai multe modele (42.1%) au mase cuprinse in intervalul 1162-1226 daN.
Masa proprie depinde atat de materialele folosite cat si de dimensiunile de gabarit ale
autoturismului. Aceasta influenteaza calitatile dinamice si performantele de consum ale
autoturismului. Pentru a satisface cerintele unui consum cat mai redus s-a ales cel de-al 4-
lea interval. Pentru moment s-a ales masa proprie in valoare de 1200 daN. Astfel s-a tinut
16
seama atat de conditia de consum, cat si de utilizarea unor materiale nu foarte pretentioase,
cu un pret convenabil, astfel incat sa nu creasca prea mult pretul de cost al autoturismului.
1.2.2.2 Masa utila
0
1
2
3
4
5
363 408 453 498 543 588
Gu[daN]
Nu
mar
mo
del
e si
mila
re
Fig. 1.9 Histogramele masei utile
Valorile considerate de la 9 modele alese au fost repartizate in 6 subintervale de
observare. Valoarea minima a masei utile este de 340 daN si se intalneste la modelul
Hyundai Accent, iar valoarea maxima este de 521 daN si se intalneste la modelul Citroen
C4. Se observa ca in subintervalul al 6-lea nu se incadreaza niciun model din cele
considerate. Intervalul cel mai cuprinzator este cel de-al 4-lea si contine un numar de 4
modele cu masa utila intre 475-520 daN. In continuare, am ales ca interval pentru masa
utila a autoturismului pe cel de-al 4-lea tinand seama de faptul ca acesta detine ponderea
cea mai mare de modele cat si de faptul ca sarcina utila din acest interval este potrivita
pentru cerintele unui autoturism de familie (oferind spatiu suficient pentru bagaje).
Tinand seama de cele de mai sus s-a ales masa utila a autoturismului cu valoarea de 500
daN.
17
1.2.2.3 Masa totala
0
1
2
3
4
5
1525 1585 1645 1705 1765 1825
Ga[daN]
Nu
mar
mo
del
e si
mila
re
Fig. 1.10 Histogramele masei totale
In figura 1.10 este prezentata histograma masei totale, iar aceasta a fost realizata
considerand valorile de la doar 9 modele alese. Histograma este impartita in 6 subintervale
de observare, valorile extreme fiind 1495 daN (Hyundai Accent), respective 1737 daN
(Peugeot 307). Se poate vedea ca in subintervalul de observare al 6-lea nu se incadreaza
niciun model din cele considerate. Ponderea cea mai insemnata (44.4%) o au modelele cu
valori ale masei totale cuprinse in intervalul 1675-1735 daN.
Masa totala se obtine prin insumarea masei proprii cu masa utila.
Pentru autovehiculul de proiectat masa totala ia valorea de 1710 daN si se situeaza in
intervalul cu ponderea cea mai mare de modele (1675-1735 daN).
1.2.3 Calculul histogramelor pentru analiza performantelor modelelor similare
In legatura cu modelele similare, din punct de vedere al performantelor se dispune de
date cu privire la viteza maxima in palier si timpul de demarare pana la 100 km/h.
18
1.2.3.1 Viteza maxima in palier
0
1
2
3
4
5
6
7
8
165 171 177 183 189 195
V[km/h]
Nu
mar
mo
del
e si
mila
re
Fig. 1.11 Histogramele vitezei maxime
Viteza maxima in palier este viteza maxima de deplasare a automobilului cu masa utila
maxima calculata, care se deplaseaza pe un drum rectiliniu si orizontal, fiind cuplata treapta
de priza directa sau similara acesteia si motorul functionand la sarcina totala.
Viteza maxima este impusa prin tema de proiect la valoarea de 180 km/h. Modele
similare au fost alese astfel incat sa se incadreze intr-un interval deviat cu +/- 10 km/h.
Pentru realizarea histogramei vitezei maxime din figura 1.11 au fost considerate date de
la 20 modele alese. Histograma vitezei maxime este impartita in 6 subintervale de
observare.Valorile extreme ale vitezei maxime sunt: 162 km/h la modelul Skoda Fabia
Sedan, respectiv 189 km/h la modelul Volkswagen Golf. Se observa ca in subintervalul de
observare al 6-lea, 189-195 km/h nu se situeaza niciun model din cele considerate.
Intervalele cu cele mai multe modele, reprezentand un procent de 30% +35% din numarul
total de modele considerate, primul si cel de-al 4-lea interval (0-168 km/h, 180-186 km/h).
La alegerea valorii vitezei maxime trebuie sa tinem seama de faptul ca o viteza mare
implica performante dinamice superioare dar si un consum de combustibil ridicat. Astfel
trebuie realizat un compromis intre performantele dinamice si consumul de combustibil. In
continuare tinand seama de datele de la modelele similare considerate si de discutia de mai
sus s-a ales ca valoarea vitezei maxime in palier sa se situeze in intervalul 180-186 km/h.
19
1.2.3.2 Timpul de demarare 0-100 km/h
0
1
2
3
4
5
6
7
11,5 12,5 13,5 14,4 15,4 16,4
Td100[s]
Nu
mar
mo
del
e si
mila
re
Fig. 1.12 Histogramele timpului de demarare
In figura 1.12 este prezentata histograma timpului de demarare, iar aceasta a fost
realizata luand in considerare date doar de la 18 modele din numarul total de modele
considerate. Histograma este impartita in 6 subintervale de observare, valoarea minima a
timpului de demarare fiind 11s, intalnindu-se la modelul Kia Cerato, iar cea maxima 15.8
la modelul Skoda Fabia Sedan. Intervalul cel mai cuprinzator este primul avand valori ale
Td100 cuprinse intre 11-11.9s, in acest interval situandu-se 6 modele dintr-un total de 18
cu date disponibile (cu o pondere de 33.3%). In continuare s-a ales ca interval pentru
timpul de demarare primul interval.
Timpul de demarare Td100[s] se obtine de la pornirea de pe loc, motorul functionand la
sarcina totala, iar schimbarea treptelor facandu-se astfel incat sa se obtina capacitatea
maxima de demarare.
Timpul de demarare 0-100 km/h este influentat in primul rand de puterea motorului si
de tipul transmisiei, dar si de alti factori precum forma autovehiculului, care este in stransa
legatura cu rezistentele aerodinamice.
1.3 Corelatii si dependente
20
Dependentele sunt grafice realizate pe baza valorilor a cate doua marimi, care pun
evidenta legatura dintre acestea si modurile de evolutie a unui parametru in functie de
celalalt. Analiza acestora este utila, deoarece se poate pune in evidenta o anumita tendinta
de evolutie a parametrilor considerati, utila in alegerea marimilor pentru modelul de
proiectat
In aceasta etapa a analizei graficelor se vor lua in considerare doar parametrii
dimensionali si modul lor de variatie. De asemenea, se va evidentia tendinta de crestere sau
descrestere a unuia in functie de celalalt.
1.3.1 Dependente cu privire la parametrii dimensionali
1.3.1.1 Dependenta Ampatament-Lungime totala
Dependenta Ampatament-Lungime totala
2450
2500
2550
2600
2650
2700
4000 4100 4200 4300 4400 4500 4600
La[mm]
L[m
m]
Fig. 1.13 Dependenta A-L
Analizand graficul din figura 1.13 observam ca la cresterea valorii lungimii totale are
loc si cresterea ampatamentului (tendinta de crestere bine evidentiata), acesta tendinta fiind
explicata prin faptul ca lungimea totala se obtine prin insumarea ampatamentului cu cele 2
console(fata si spate).
Se poate observa ca repartitia punctelor pe grafic este neuniforma datorita faptului ca
multe dintre modele au dimensiuni diferite.
21
Modelul situat in partea cea mai de jos sub linia de tendinta, este Skoda Fabia Sedan, iar
cel situat in partea cea mai de sus deasupra liniei de tendinta, este Honda Civic.
1.3.1.2 Dependenta Ampatament-Ecartament fata
Dependenta Ampatament-Ecartament fata
2450
2500
2550
2600
2650
2700
1420 1440 1460 1480 1500 1520 1540 1560
E1[mm]
L[m
m]
Fig. 1.14 Dependenta A-E1
Din graficul din figura 1.13 se observa ca, odata cu cresterea ecartamentului,
ampatamentul inregistreaza valori superioare, valorile fiind bine repartizate in jurul liniei
de tendinta. Se poate observa ca in dreptul valorii de 2600 mm a ampatamentului sunt
concentrate un numar de 7 modele. Modelele situate cel mai aproape de linia de tendinta
sunt Nissan Almera si Peugeot 307. Modelul situat in partea cea mai de jos, sub linia de
tendinta este Skoda Fabia Sedan, iar ce situate in partea de mai de sus, deasupra liniei de
tendinta este Honda Civic.
1.3.1.3 Dependenta Ampatament-Ecartament spate
22
Dependenta Ampatament-Ecartament spate
2450
2500
2550
2600
2650
2700
1400 1420 1440 1460 1480 1500 1520 1540 1560
E2[mm]
L[m
m]
Fig.1.15 Dependenta A-E2
Tendinta reliefata de graficul din figura 1.15 este cea de crestere a ampatamentului o
data cu cresterea ecartamentului spate. Tendinta si modul de variatie a celor 2 parametrii
sunt asemanatoare cu cele din figura 1.14 datorita faptului ca ecartamentele fata si spate
difera intre ele, in general, prin valori aproximativ constante. Se poate observa ca 9 modele
din numarul total de modele considerate, reprezentand un procent de 45%, sunt situate
deasupra liniei de tendinta.
1.3.1.4 Dependenta Ecartament fata-Inaltime totala
Dependenta Ecartament fata- Inaltime totala
1420
1440
1460
1480
1500
1520
1540
1560
1350 1400 1450 1500 1550 1600
h[mm]
E1[m
m]
Fig. 1.16 Dependenta E1-H
23
Pentru a se obtine o stabilitate transversala si longitudinala optima trebuie sa se realizeze
un ecartament cat mai mare si o inaltime cat mai redusa (teoretic). Practic, nu este posibil
acest lucru deoarece este necesar sa se realizeze un compromis intre stabilitate si spatiul
pentru pasageri.
In graficul din figura 1.16 este evidentiata tendinta de crestere a ecartamentului odata cu
cresterea inaltimii. Modelul situate in partea cea mai de jos, sub linia de tendinta, este
Skoda Fabia Sedan, iar cele situate in partea cea mai de sus, deasupra liniei de tendinta,
sunt Fiat Bravo si Volkswagen Golf.
1.3.1.4 Dependenta Ecartament spate-Inaltime totala
Dependenta Ecartament spate-Inaltime totala
1400
1420
1440
1460
1480
1500
1520
1540
1560
1350 1400 1450 1500 1550 1600
h[mm]
E2[
mm
]
Fig.1.17 Dependenta E2-H
Tendinta reliefata de graficul din figura 1.17 este de crestere a ecartamentului spate o
data cu cresterea inaltimii totale. Aceasta tendinta este motivata de necesitatea obtinerii
unui spatiu pentru pasageri suficient si a unei stabilitati optime.
Comparativ cu dependenta din figura 1.16, in cea din figura 1.17 se observa ca linia de
tendinta are o panta mai mica. Deasupra liniei de tendinta sunt situate un numar de 9
modele din numarul total de modele considerate la realizarea acestei dependente, avand o
pondere de 45%. Modelele cele mai apropiate de linia de tendinta sunt Kia Cerato si Opel
Astra.
1.3.1.5 Dependenta Latime totala-Ecartament fata
24
Dependenta Latime totala-Ecartament fata
1600
1650
1700
1750
1800
1850
1420 1440 1460 1480 1500 1520 1540 1560
E1[mm]
la[m
m]
Fig.1.18 Dependenta l-E1
Dependenta dintre cei doi parametri dimensionali este foarte stransa, observandu-se o
distributie uniforma a punctelor in jurul liniei de referinta. Tendinta de crestere a
ecartamentului o data cu latimea este normala, intrucat distanta dintre axele rotilor puntii
fata este o parte din latimea autoturismului. Modelul situat in partea cea mai de jos sub
linia de tendinta este Skoda Fabia Sedan, iar cel situat cel mai sus, deasupra liniei de
tendinta este Ford Focus.
1.3.1.7 Dependenta Lungime totala-Latime totala
In graficul din figura 1.19 este evidentiata tendinta de crestere a lungimii totale odata cu
cresterea latimii totale, acest fapt fiind motivat atat de necesitatea realizarii unei stabilitati
optime a autovehiculului, cat si realizarea unui spatiu satisfacator pentru persoanele din
interior. Se poate observa o disperse relativ mare a valorilor, acestea nu sunt concentrate in
jurul liniei de tendinta. Deasupra liniei de tendinta sunt situate 9 modele, iar sub 11, dintre
care cele mai apropiate sunt Chevrolet Aveo Sedan si Honda Civic.
25
Dependenta Lungime totala-Latime totala
4000
4100
4200
4300
4400
4500
4600
1600 1650 1700 1750 1800 1850
l[mm]
L[m
m]
Fig. 1.19 Dependenta L-l
1.3.2 Dependente cu privire la parametrii dimensionali-parametrii masici
Cresterea dimensiunilor exterioare conduce, de obicei (atunci cand nu se folosesc
materiale speciale), la o sporire a greutatii autovehiculului. Pentru a sesiza modul in care se
realizeaza aceasta este necesara o analiza a mai multor dependente.
1.3.2.1 Dependenta Masa totala-Lungime totala
Dependenta Masa totala-Lungimea totala
0
500
1000
1500
2000
2500
4000 4100 4200 4300 4400 4500 4600
L[mm]
Ga[
daN
]
Fig.1.20 Dependenta Ga-L
26
In general, masa totala are tendinta de a se mari atunci cand lungimea totala a
autovehiculului creste. Insa masa totala a autovehiculului este obtinuta prin insumarea
masei proprii cu masa utila, deci exista posibilitatea ca tendinta de crestere sa nu fie bine
conturata.
In graficul din figura 1.20 se observa tendinta de crestere a masei totale a autovehiculului
o data cu marirea lungimii totale. Se mai poate observa ca modelele se concentreaza foarte
aproape de linia de tendinta, existand 2 intervale cu o pondere mai insemnata de modele:
L= 4190-4310 mm si Ga= 1500-2000 daN; L=4550-4590 mm si Ga=1510-1580 daN.
1.3.2.2 Dependenta Masa proprie-Lungime totala
Dependenta Masa proprie-Lungimea totala
0
200
400
600
800
1000
1200
1400
1600
4000 4100 4200 4300 4400 4500 4600
Lungimea totala
Mas
a p
rop
rie
Fig. 1.21 Dependenta Go-L
27
CAPITOLUL 2
Determinarea marimilor caracteristice ale autovehiculului care sunt necesare la
proiectarea sistemului de franare impus in tema
2.1 Stabilirea parametrilor dimensionali si masici ai autovehicului ce urmeaza a fi
proiectat.
2.1.1 Stabilirea parametrilor dimensionali
Parametrii dimensionali se vor stabili in urma analizei histogramelor din Capitolul
1 si se va tine cont de alegerea prealabila a intervalului de variatie.
Lungimea totala conform figurii 1.1 se alege in intervalul 4243-4342 mm, astfel
satisfacandu-se cerintele de confort interior si deplasare cu usurinta in aglomeratiile urbane,
impuse de segmental de piata caruia se adreseaza. Astfel se stabileste valoarea lungimii
totale la valoarea de 4338 mm.
Latimea totala, analizand histograma din figura 1.2 se alege latimea totala cu
valori in intervalul 1722-1760 mm, astfel raspunzandu-se la cerintele legate de spatiul
interior si deplasarea cu usurinta in orase. Astfel, valoarea latimii totale se stabileste la
1748 mm.
Inaltimea totala, conform figurii 1.3, variaza in intervalul 1430-1470 mm. Avand
in vedere aspecte cu privire la spatiul interior si stabilitate, se stabileste valoarea inaltimii
totale la 1461 mm.
Ampatamentul v-a fi stabilit luand in considerare histograma din figura 1.4,
valoarea acestuia variind in intervalul 2562-2615 mm. In urma analizei histogramei se
stabileste valoarea ampatamentului la 2615 mm.
Ecartamentul fata se alege conform figurii 1.5, valoarea acestuia variind in
intervalul 1514-1535 mm. In continuare se stabileste valoarea ecartamentului fata la 1525,
avand in vedere necesitatea unei stabilitati transversale optime si asigurarea unui spatiu
sufficient pentru montarea motorului, sistemului de franare si a instalatiilor anexe.
Ecartamentul spate, conform histogramei din figura 1.6, variaza in intervalul
1512-1524 mm. Valoarea ecartamentului spate se stabileste pe baza analizei histogramei la
1515 mm.
28
2.1.2 Stabilirea parametrilor masici
In Capitolul 1, pe baza analizei histogramelor din figurile 1.8, 1.9, 1.10 au fost alesi
provizoriu parametrii masici. In cele ce urmeaza se va stabili masa proprie, masa utila si
masa totala pe baza unor relatii empirice si pe baza parametrilor dimensionali alesi in
subcapitolul 2.1.1.
2.1.2.1 Stabilirea masei proprii
In cadrul Capitolului 1 s-a realizat predeterminarea masei proprii si s-a ales
intervalul 1162-1226 daN, respective valoarea de 1200 daN. La alegerea masei proprii s-a
tinut seama atat de cerintele unui consum redus de combustibil, cat si utilizarea unor
materiale nu foarte pretentioase(cu un prêt convenabil).
2.1.2.2 Stabilirea masei totale maxime
Masa totala maxima se va calcula cu formula:
tbtpst NMNMMMM ⋅+−⋅++= )1(0 ,
unde: tM - masa totala a autoturismului;
0M - masa proprie ( 0M =1200 daN);
pM - masa unui pasager ( pM =70 daN);
sM - masa soferului ( sM =75 daN);
bM - masa bagajelor fiecarui pasager ( bM =20 daN);
tN - numarul total de pasageri ( tN =5).
Inlocuind datele in relatia de mai sus, se obtine Mt= 1655 daN, valoare apropiata de
cea aleasa provizoriu in Capitolul 1(1710 daN).
2.1.2.3 Stabilirea masei utile
29
Determinarea masei utile se realizeaza prin scaderea masei proprii din masa totala.
Astfel masa utila va avea valoarea de 455 daN si se va incadra in acelasi interval de variatie
ca cel ales in Capitolul 1(histograma din figura 1.9)
2.2 Determinarea formei si dimensiunilor spatiului pentru postul de conducere si a
spatiului util
2.2.1 Predeterminarea formei si dimensiunilor spatiului pentru postul de conducere
Conducatorului de autovehicul trebuie sa i se asigure un spatiu si o pozitie
corespunzatoare astfel incat:
- postura sa fie comoda fiziologic;
- sa nu produca oboseala excesiva si imbolnavire;
- sa existe libertate de miscare pentru actionarea volanului, manetelor de
comanda si pedalelor, care trebuie sa fie accesibile si plasate astfel incat
solicitarile conducatorului sa fie minime;
- sa se asigure vizibilitate corespunzatoare.
In concluzie postul de conducere trebuie sa fie organizat in concordanta cu cerintele
ergonomice definite prin dimensiuni si forme in concordanta cu date antropometrice si cu
cerinte fiziologice ale conducatorului autovehiculului
Pentru toate aceste cerinţe exista norme ce se găsesc in SR ISO 3958:2000 si STAS
R 10666/3-76. In aceste standarde se precizează dimensiunile postului de conducere,
amplasarea organelor de comanda si determinarea elementelor postului de conducere si a
locului pentru pasageri.
Dimensiunile postului de conducere se determina cu ajutorul manechinului plan.
Acesta este construit conform STAS R 10666/3-76, care precizează metoda de proiectare a
dimensiunilor postului de conducere si a spaţiului necesar scaunelor pentru pasageri.
Manechinul plan este reprezentat in figura 2.2. Acesta va fi amplasat in locul pe
care urmează sa îl ocupe conducătorul auto si simulează statura omului. El este executat in
3 variante, astfel incat sa se simuleze staturile adulţilor din cele 3 grupe reprezentative
(10%, 50% si 90%). Manechinul plan cuprinde trunchi, coapsa, gamba si picior, unite prin
articulaţii mobile.
30
Lungimea torsului se considera a fi aceeaşi pentru toate grupele dimensionale,
existând diferenţe doar la nivelul dimensiunilor A si B. In tabelul 2.1 sunt prezentate
dimensiunile gambelor (A) si coapselor (B) diferitelor grupe reprezentative.
Tab.2.1. Dimensiunile grupelor de staturi reprezentative
Grupa 10% 50% 90%A 350 417 444B 408 432 456
Figura 2.1 Manechin bidimensional
Dupa cum se poate observa din figura elementele manechinului sunt articulate si
prevazute cu scala pentru a putea masura unghiurile dintre liniile de referinta ale
segmentelor corpului. La amplasarea manechinului pe scaun, pentru diferite pozitii, se pot
masura aceste unghiuri care trebuie sa aiba anumite valori convenabile.
Poziţia conducătorului auto este definita in principal prin poziţia punctului H, ca
fiind urma, pe planul longitudinal al autoturismului, a axei teoretice de rotaţie a coapselor
fata de trunchi. Punctul R reprezintă poziţia punctului H corespunzătoare poziţiei de
conducere cea mai retrasa a oricărui scaun.
In continuare, pentru realizare schiţei de organizare generala se va lua in
considerare manechinul ce reprezintă grupa de dimensiuni reprezentative 90%, aceasta
desemnând persoanele cu dimensiunile corporale cele mai mari.
In cazul manechinului plan utilizat pentru autoturisme, sunt date unghiurile intre
diferitele părţi constituente, considerând manechinul in poziţia aşezat:
- unghiul dintre picior si gamba: 90°- 110° ;
31
- unghiul dintre gamba si coapsa: 95° - 135° ;
- unghiul dintre coapsa si trunchi: 95° - 120° .
In figura 2.2 sunt reprezentate unghiurile dintre principalele parti ale corpului
uman, iar in tabelul 2.2 sunt aratate nivelele de confort propuse de Trebbi G. Aceste valori
pot fi luate in considerare la construirea manechinului plan, pentru a reproduce cat mai
exact caracteristicile antropometrice ale omului.
Figura 2.2 Unghiurile dintre elementele corpului uman asezat pe scaun
Tabel 2.2 Nivelurile de confort ale conducatorului auto
Unghiul, ° Nivel de confortSatisfacator Multumitor Bun
α 80-100 84-96 85-92
β 99-131 107-123 111-119
γ 89-101 91-99 93-97
δ 42-52 44-50 46-48ε 84-124 92-116 100-108
Pentru manechinul plan se aleg urmatoarele valori ale unghiurilor corespunzatoare
nivelului de confort bun:
- α=90° ;- β=115° ;- γ=95° ;- δ=47° ;- ε=105°.
32
Dimensiunile postului de conducere se aleg din STAS 12613-88 si se urmareste
realizarea unei pozitii comode si ergonomice, astfel incat sa nu se instaleze prematur
oboseala conducatorului auto. Pentru a se putea evidentia mai bine aceste dimensiuni, se
vor face referiri la figura 2.3. In standardul mentionat se indica fie un interval de variatie,
fie o valoare minima pentru toate aceste marimi.
In tabelul 2.3 sunt trecute atat valorile recomandate de standardul mentionat, cat si
cele alese pentru postul de conducere. In standard nu se fac precizari cu privire la unghiul γ
si unghiul dintre coapsa si gamba.
Figura 2.3 Organizarea postului de conducere
Tabel 2.3. Dimensiunile postului de conducere
Nr.crt. Dimensiunea Limite de variatie Valoare aleasa1 Unghiul de inclinare β 9…33 202 Distanta verticala de la
punctul R la punctul
calcaiului Hz [mm]
130…520 349
3 Cursa orizontala a
punctului R [mm]
min. 130 200
4 Diametrul volanului D [mm] 330 ... 600 3505 Unghiul de inclinare a
volanului α
10 ... 70 31
6 Distanta orizontala intre
centrul volanului si
punctul calcaiului Wx [mm]
152…660 335
33
7 Distanta verticala intre
centrul volanului si
punctul calcaiului Wz
530 ...838 754
Conform STAS 10666/1-76 se vor alege dimensiunile cabinei si a unor elemente
ale postului de conducere care nu au fost evidentiate pana acum. In standard sunt date
valorile minime ale fiecarui parametru, urmand sa se aleaga o valoare optima potrivit cu
cerintele temei. Datele oferite de standard sunt centralizate in tabelul 2.4.
Tabelul 2.4. Dimensiunile spatiului destinat conducatorului auto
Nr. crt. Denumirea Simbol Dimensiunea
STAS [mm]
Valoarea
1 Latimea interioara a
cabinei [mm]
c 1250 1540
2 Distanta dintre partea
inferioara a volanului si
spatarul scaunului, min.
e1 370 404
3 Distanta dintre partea
inferioara a volanului si
suprafata scaunului,
min.
e2 180 207
4 Adancimea scaunului
min.
B 400 432
5 Latimea pernei
scaunului min.
A 450 470
6 Unghiul perna-spatar
min.
α’ 95° 95°
7 Unghiul de inclinare al
pernei scaunului[mm]
β 7° 9°
8 Unghiul de reglare al
inclinarii spatarului
Δα -5°...+9° -5°…+10°
34
9 Reglarea longitudinala
a scaunului, min.
x 100 130
10 Reglarea inaltimii
scaunului, min
y 80 100
11 Unghiul de reglare a
suprafetei pernei
Δβ ± 3° ± 3°
12 Deplasarea axei
volanului fata de axa
longitudinala de
simetrie a
scaunului,max.
t -30...+30 0
13 Distanta dintre axa pedalei
de frana si axa pedalei de
ambreiaj ,min
v 150 200
14 Distanta dintre axa
pedalei de frana si axa
pedalei de
acceleratie ,min
u 110 170
15 Distanta dintre axa
pedalei de acceleratie
pana la peretele din
dreapta , min
s 30 50
16 Distanta dintre axa de
simetrie a scaunului si
axa pedalei de frana
i 50...150 55
17 Distanta dintre axa de
simetrie a scaunului si
axa pedalei de ambreiaj
j 50...150 145
18 Diametrul volanului D 330...600 350
35
2.2.2 Predeterminarea formei si dimensiunilor spatiului util
In ceea ce priveste spatiul util al autoturismelor, intai trebuie definit spatiul destinat
pasagerilor, adica, in general vorbind, spatiul aferent habitaclului. Pentru organizarea
acestuia se tine seama de conditiile ergonomice discutate anterior la organizarea postului de
conducere. Pentru pasagerul aflat in rand cu conducatorul autovehiculului, spatiul va fi
identic cu spatiul pentru conducator. Locurile din spate(in numar de 3) sunt plasate pe o
bancheta comuna.
Pozitia pasagerului din spate este definita prin distanta pe orizontala, L50, dintre
punctele R ale celor doua manechine(fata, spate) si distanta L48 care defineste spatiul liber
pentru genunchi(distanta de la exteriorul genunchilor si spatarul scaunului soferului). In
cazul autoturismelor europene, L48 variaza intre -10 mm si 110 mm, iar L50 variaza intre
750-860 mm. Binenteles se folosesc manechine din grupa 90% in pozitia cea mai retrasa.
Pozitionarea scaunului din spate cu dimensiunile corespunzatoare este prezentata in
figura 2.4
Figura 2.4 Pozitionarea scaunului din spate
Pentru autoturismul de proiectat se va alege: L48= 110 mm si L50= 843 mm.
Alegerea se bazeaza pe dezideratul de a realiza un autoturism care sa asigure spatiu
suficient pentru pasageri si pentru bagajele acestora.
36
Figura 2.5 Definirea spatiului interior al autoturismului in plan transversal
In partea de sub bancheta, podeaua nu trebuie sa se gaseasca la o distanta mai mica de
100 mm fata de partea superioara a pernei sub greutatea pasagerului.
Lungimea pernei banchetei din spate va avea 430 mm, iar contactul realizat intre
spatarul acesteia si spinarea pasagerilor va fi de 550 mm.
Distanta transversala dintre coatele pasagerilor si portiere trebuie sa fie de minim 100
mm si este aceeasi ca si cea adoptata pentru conducatorul auto (155 mm).
2.3 Determinarea pozitiei centrului de greutate si a incarcarilor la punti
2.3.1 Determinarea centrului de greutate al autoturismului
Pentru determinarea centrului de greutate al autoturismului este necesar sa se
cunoasca pozitiile centrelor de greutate ale subansamblurilor autoturismului si ale
incarcaturii. In faza initiala de realizare a schitei de organizare generala, subansamblurile,
de regula, nu sunt inca realizate. Ca urmare, centrele lor de greutate trebuie sa fie stabilite
intr-un mod aproximativ. Practica de proiectare a aratat ca este posibil sa se determine cu
precizie satisfacatoare pozitia centrului de greutate al autoturismului procedand in modul
prezentat in continuare. Pentru fiecare subansamblu se cauta, in vederea din profil, sa se
delimiteze din suprafata sa portiuni care se asimileaza cu dreptunghiuri sau trapeze. Pentru
37
fiecare din suprafetele aferente acestor figuri se pozitioneaza centrul de greutate. Pentru
simplitate, se considera ca centrul de greutate se afla la intersectia diagonalelor figurii
respective. In virtutea aproximariilor facute, eroarea nu este semnificativa(distributia masei
in cadrul unei figuri nu este riguros uniforma). Binenteles, fiecarei figuri i se ataseaza o
anumita masa, care se stabileste potrivit particularitatilor constructive ale subansamblului
respectiv.
Pentru calculul ce urmeaza au fost adoptate(prin masurare) valori ale dimensiunilor
diferitelor subansambluri, iar masele subansamblurilor au fost calculate cu ajutorul
ponderilor prezentate in tabelul 2.5.
Tabel 2.5 Ponderile maselor subansamblurilor autoturismelor( raportarea se face la masa proprie uscata)
[%]
Denumire subansamblu Pondere masei
subansamblului[%]
Masa calculata[kg]
Motor 20.4 244.8Schimbator de viteze 5 60
Punte fata 7.2 86.4Punte spate 5.2 62.4
Caroserie, usi si geamuri 53 636Rezervor combustibil 0.99 11.88
Roti 6.4 76.8Baterie si instalatie electrica 1.9 22.8
Sistem de directie 1.9 22.8Roata de rezerva 1.7 20.4
38
In cazul caroseriei este recomandabil, de asemenea, sa se delimiteze mai multe
parti, pentru fiecare din ele determinandu-se pozitia centrului de greutate si masa
corespunzatoare.
In privinta incarcaturii se face presupunerea ca ea se distribuie uniform in spatiul
corespunzator. Desigur, in conditii reale, aceasta conditie nu este intotdeauna indeplinita.
Cand distributia incarcaturii este uniforma, se determina cu metodele cunoscute pozitia
exacta a centrului de greutate considerand corpul geometric corespunzator spatiului util.
In cazul autoturismelor, potrivit SR ISO 2416, pentru pasager se concidera masa de
70 kg, fara sa se faca precizari cu privire la masa conducatorului. Insa, tinand seama de
modul in care se prescrie determinarea masei totale rezulta ca si pentru sofer se adopta
masa conventionala de 75 kg.
Pentru fiecare loc din autoturism, standardul SR ISO 2416 stabileste masa
conventionala a bagajelor de 7 kg. Centrul de greutate al maselor bagajelor dispuse in
portbagaj se considera situat pe o verticala ce trece prin centrul proiectiei pe un plan
orizontal al segmentului corespunzator lungimii uitle maxime a compartimentului de
bagaje. Inaltimea centrului de greutate al bagajelor fata de podeaua compartimentului
respectiv se poate stabili tinand seama de pozitia modulelor etalon prevazute de standard
pentru determinarea volumului compartimentului.
Pentru o persoana asezata pe scaun, in standardul SR ISO 2416 se precizeaza
pozitia verticala fata de punctul R pe care se gaseste centrul ei de greutate, fara a se indica
si inaltimea centrului de greutate. Astfel in cazul scaunelor fixe, aceasta verticala este la
distanta de 50 mm fata de punctul R, in sensul de deplasare, iar in cazul scaunelor
reglabile, ea se afla la 100 mm distanta de acest punct, inspre inainte.
39
Figura 2.6 In legatura cu determinarea pozitiei centrului de greutate al unei persoane aflate pe scaun.
Alegand un sistem de axe de coordonate convenabil pe schita de organizare
generala, se fixeaza pozitiile centrelor de greutate ale tuturor elementelor mentionate si
apoi se stabileste, prin masurare, coordonatele acestor centre de greutate.
Coordonatele centrului de greutate al autoturismului sunt date de relatiile:
∑ ∑⋅= iiig mmxx /)( ;
∑ ∑⋅= iiig mmzz /)( ;
unde: im -masa elementului i;
ix , iz -coordonatele centrului de greutate al acestui element.
Pozitia centrului de greutate se determina in doua situatii:
1. automobil cu conducator, in ordinea de mers(fara pasageri sau fara incarcatura);
2. automobil cu sarcina utila nominala.
Corespunzator celor doua situatii, coordonatele centrului de greutate vor fi ),( 00 gg zx si
( gngn zx , ). Cu notatiile consacrate pentru pozitia centrului de greutate rezulta:
-pentru autoturismul neincarcat:
oa = 0gx =1019 mm;
=−= 00 gxLb 1596 mm;
== 00 gg zh 596 mm;
-pentru autoturismul incarcat:
a= =gnx 1165 mm;
b= L- =gnx 1450 mm;
== gngn zh 587 mm.
40
In relatiile de mai sus s-a admis ca ampatamentul ramane acelasi, indiferent de
starea de incarcare a autoturismului. In general, are loc modificarea ampatamentului, dar ea
nu este semnificativa.
2.3.2 Determinarea incarcarilor la punti
Incarcarile statice la cele doua punti corespunzatoare celor doua situatii de incarcare
sunt:
L
GbG 00
01
⋅= , 39.73201 =G daN , 6101 =G %,
L
GaG 00
02
⋅= , 31.46702 =G daN , 9.3802 =G %,
L
GaG a⋅
=1 , 686.9171 =G daN, 4.551 =G %,
L
GbG a⋅
=2 , 314.7372 =G daN, 5.442 =G %,
in care 12000 =G daN este greutatea automobilului in ordine de mers, iar 1655=aG daN
este greutatea totala maxima constructiva a automobilului. Pentru autoturisme, incarcarile
medii la punti, in functie de starea de incarcare, se prezinta in tabelul 2.6. Se constata ca
organizarea generala are mare influenta asupra distributiei incarcarilor la punti, ea fiind
conditionata si de starea de incarcare. Cand autoturismul este de 5 persoane, se remarca
faptul ca la toate solutiile de organizare generala puntea din spate este mai incarcata, ceea
ce are efect nefavorabil asupra stabilitatii si maniabilitatii. Acesta este si un pret platit
pentru a se realiza compactitea maxima. Alminteri, se poate mari ampatamentul, ceea ce ar
diminua incarcarea la puntea din spate, dar lungimea si masa autoturismului ar creste.
Tabel 2.6 Repartitia incarcarilor la puntile autoturismelor
Starea de incarcare 1G [%] 2G [%]
Gol 61 392 persoane in fata 60 40
41
4 persoane 55 455 persoane 49 51
2.4 Alegerea pneurilor
Pneurile se fabrica intr-o mare varietate de tipuri si de dimensiuni, care se
realizeaza in concordanta cu anumite norme si standarde. In tara noastra, standardele
stabilesc atat tehnologia aferenta acestui domeniu, cat si tipurile si dimensiunile pneurilor.
Pe langa acestea exista diferite standarde privitoare la conditiile de fabricare si de verificare
a pneurilor.
Exista norme internationale in acest domeniu. Astfel, in Europa, standardizarea
pneurilor este realizata de „Organizatia Tehnica Europeana pentru pneuri si
jante”(ETRTO). De asemenea, exista norme CEE-ONU pentru anvelope de
autoturisme(Regulamentul nr. 30) si pentru automobile comerciale(Regulamentul nr. 54),
iar in comunitatea europeana se aplica directiva 92/23/EC. In fine, ISO elaboreaza
standarde privitoare la pneuri si jante.
In urma analizei modelelor similare se constata ca toate modelele sunt echipate cu
anvelope in constructie radiala. Anvelopele radiale s-au impus datorita urmatoarelor
avantaje: durabilitate semnificativ mai mare, capacitate portanta mai mare la aceeasi masa a
anvelopei, rezistenta la rulare mai redusa, comportare mai buna la acvaplanare, comportare
mai buna la franare pe cale umeda, coeficient de rezistenta la deviere mai mare la aceeasi
presiune a aerului din anvelopa, confort marit la oscilatii la viteze mari pe autostrada.
In continuare, pentru alegerea modelului de anvelopa, se va calcula incarcarea
maxima pe rotile ambelor punti,in cazul autoturismului complet incarcat, utilizand
urmatoarele doua relatii:
1
1max1
pnN
GG = ,
843.458max1 =G daN.
2
2max2
pnN
GG = ,
42
657.368max2 =G daN.
unde: 2,1pnN =2 reprezinta numarul de pneuri la puntea 1, respective 2.
Capacitatea portanta necesara pneului va fi:
qpnec k
GQ max2,1max
= ,
prin inlicuire in formula rezultand:
825.509=pnecQ daN,
unde : 90.0=qk pentru autoturisme. Din standarde, norme sau cataloage de firma se
alege pneul cu capacitatea portanta pQ astfel incat pQ > pnecQ (se intelege pQ trebuie sa fie
cat mai aproape de pnecQ ). S-a ales ap = 1.9 bar.
Tabel 2.7 Dependenta dintre capacitatea portanta si presiunea aerului corespunzatoare anvelopei
ap , bar 1.5 1.6 1.7 1.8 1.9 2.0 2.1 2.2 2.3 2.4 2.5
pQ ,daN 425 450 475 500 525 540 550 560 570 580 590
Pentru o anvelopa data de autoturism este prescrisa o anumita viteza maxima
permisa, care in orice conditii nu trebuie depasita. Aceasta viteza se evidentiaza prin
simbolul de viteza avand semnificatia din tabelul 2.8.
Tabel 2.8 Simboluri pentru viteza maxima a anvelopelor radiale de autoturisme
Simbolul F M P Q R S T H V W YVmax,
km/h
80 130 150 160 170 180 190 210 240 270 300
Tinand seama de incarcarile maxime pe pneu, de capacitatea portanta, de viteza
maxima si de echiparea modelelor similare s-au ales din STAS 9090/3-90 urmatoarele
tipuri de anvelope: 195/65 R 15 S si 185/65 R 14 S. s-au ales si urmatoarele tipuri de jante:
6Jx14 si 6Jx15.
Tabel 2.9 Parametrii regimului de exploatare ai anvelopelor alese
43
Marimea anvelopei
Presiuni de regim Viteza max.[km/h]
bar 1.5 1.6 1.7 1.8 1.9 2 2.1 2.2 2.3 2.4 2.5
180
kPa 150 160 170 180 190 200 210 220 230 240 250
Sarcina pe anvelopa
185/65R14S 355 375 395 415 430 450 475 495 520 - -
195/65R15S 425 450 475 500 525 540 550 560 570 580 590
In urma analizei tabelului 2.9 se constata ca la aceeasi valoare a presiunii de regim,
cel de-al 2-lea tip de anvelopa(195/65 R 15 S) preia sarcini considerabil mai mari decat
primul tip de anvelopa(185/65 R 14 S). Analizand si tabelul cu modele similare se observa
ca ponderea autoturismelor ce sunt echipate cu acest tip de anvelopa este de 45% din 20 de
modele alese. In concluzie se alege pentru autoturismul de proiectat anvelopa 195/65 R 15
S si janta 6Jx15.
Mai departe, s-au stabilit presiunile de regim in cazul autoturismului complet
incarcat(in urma analizei tabelului 2.9) :
-presiunea pentru puntea fata – 1.9 bar;
-presiunea pentru puntea spate-1.8 bar.
44
CAPITOLUL 3
Studiul tehnico-economic al solutiilor posibile pentru sistemul sau subansamblul de
proiectat
3.1 Destinatia, compunerea generala si clasificarea sistemelor de franare
3.1.1 Destinatia sistemului de franare
Punerea in valoare a performantelor de viteza si de acceleratie ale autovehiculului
in conditii de siguranta depend intr-o masura hotaratoare de capacitatea de franare a
acestuia. Cu cat sistemul de franare este mai eficace, cu atat vitezele medii de deplasare
cresc, iar indicii de exploatare ai autovehiculului au valori mai ridicate. De asemenea,
calitatile bune de franare asigura evitarea unor accidente care se pot produce chiar si in
cazul vitezelor relative mici, provocate de aparitia neprevazuta a unui obstacol. Statisticile
accidentelor de circulatie arata, fara drept de apel, important ape care o are un sistem de
franare eficace in eliminarea consecintelor grave ale functionarii nesatisfacatoare a altor
parti componente ale autovehiculului.
Utilizarea mai frecventa a franelor are loc in conditii de circulatie din orase, precum
si in regiuni muntoase sau cu relief accidentat. Astfel, in conditii de circulatie ale unui oras
de marime medie, 30-40% din timpul total de mers autovehiculul este franat sau ruleaza
liber.
Istoria dezvoltarii industriei constructoare de autovehicule si a transporturilor auto
ilustreaza in mod pregnant faptul ca tendinta spre marirea vitezelor de circulatie a fost
legata strans de imbunatatirea performantelor sistemului de franare. Prin implicatiile pe
45
care le are in protejarea “factorului uman” si a incarcaturii care se transporta, sistemul de
franare reprezinta elementul primordial in asigurarea sigurantei circulatiei, si ami ales in
conditiile cresterii continue a calitatilor dinamice ale autovehiculelor si a traficului rutier.
Pentru reducerea vitezei autovehiculului trebuie create forte care se opun miscarii.
Deoarece unele rezistente la inaintare au efecte reduse(rezistenta la rulare si rezistenta
aerului), iar rezistenta la accelerare, in cazul franarii devine foarte active, rezulta
necesitatea ca autovehiculul sa fie prevazut cu dispozitive care sa realizeze forte de sens
opus miscarii. Aceste forte se numesc forte de franare; ele trebuie sa aibe valori suficient de
mari si care sa poata fi reglate de catre conducator in functie de necesitati. Fortele de
franare sunt create de mecanismele de franare incluse in sistemul de franare al
autovehicului.
Figura 3.1 Dependenta spatiului de franare a autovehiculului de procedeul de franare
In figura 3.1 se prezinta dependenta spatiului de franare a automobilului de procedeul de
franare. In cazul in care nu se utilizeaza franele automobilului, spatial de oprire(curba 1)
este conditionat de rezistenta la rulare si rezistenta aerului, precum si de pierderile
mecanice din transmisie. Dupa cum rezulta, aceste forte au un efect redus mai ales la viteze
moderate. Daca motorul nu se decupleaza, se maresc rezistentele la inaintare(pe seama
momentului rezistent al motorului), iar spatial parcurs pana la oprirea autovehiculului se
reduce mult(curba 2). Efectul de franare creste si mai mult daca motorul este obligat sa
functioneze in regim de compressor, prin obturarea conductei de evacuare inainte de toba
de esapament(curba 3). In cazul in care se utilizeaza franele automobilului, spatial de oprire
se reduce foarte mult(curba 4).
Tabelul 3.1 Bilantul energetic al procesului de franare
Forta de actionare la pedala,daN Blocarea rotilor
46
Energia automobilului se
consuma prin
0 10 30 40 60 Rotile Toate
Spate rotileFrecare in frane, % 0 61 81 84 86 49 0Rezistenta la rulare si
pierderi in transmisie,%
87 32 14 11 8 4 0
Rezistenta aerului,% 13 7 3 3 2 2 2Patinarea pneurilor,% 0 0 2 2 2 45 98
Dupa cum rezulta, din punct de vedere energetic, prin franare trebuie sa se
transforme partial sau aproape total energia cinetica si/sau potentiala a autovehiculului in
energie termica. Aceasta transformare se realizeaza cel mai simplu prin frecare.
Eforturile care se depun in prezent pe plan mondial in vederea imbunatatirii
performantelor de franare ale autovehiculelor, pentru adoptarea unor normative si
reglementari internationale ale diferitelor aspecte legate de sistemul de franare sunt de
actualitate.
Aceste masuri sunt determinate de rezultatele numeroaselor investigatii referitoare
la cauzele si gravitatea accidentelor de circulatie, care au aratat ca cele provenite din cause
tehnice legate de defectarea sau comportarea nesatisfacatoare a asistemului de franare, desi
relative putin numeroase, se caracterizeaza printr-o gravitate deosebita.
Sistemul de franare al autovehiculului este destinat:
-micsorarii pana la o anumita valoare sau anularii progressive a vitezei
autovehiculului;
-imobilizarii autovehiculului in stationare pe un drum orizontal, precum si pe
pantele pe care acesta le poate urca si cobora;
-stabilizarii vitezei autovehiculului la coborarea unor pante lungi.
3.1.2 Partile componente si clasificarea sistemelor de franare
Sistemul de franare este compus din dispozitivul de franare si dispozitivul de
incetinire.
Dispozitivul de franare serveste la reducerea vitezei autovehiculului pana la o
valoare dorita, inclusive pana la oprirea acestuia, cu o deceleratie cat mai mare si fara o
47
deviere primejdioasa de la traictoria de mers, si la imobilizarea autovehiculului in
stationare pe un drum orizontal, precum sip e pantele pe care acesta le poate urca si cobori.
Dispozitivul de incetinire serveste stabilizarea vitezei autovehiculului la coborarea
unor pante lungi fara ca dispozitivele de franare de serviciu, de securitate sau de stationare
sa fie folosite sau sa contribuie la aceasta stabilizare. Acest dispozitiv este utilizat in cazul
unor automobile cu mase mari sau destinate sa fie utilizate in regimuri muntoase sau cu
relief accidentat. Prin utilizarea dispozitivelor de incetinire autovehiculele realizeaza viteze
medii mai ridicate, se reduce oboseala conducatorului, iar uzarea garniturilor de frictiune
ale franelor de serviciu se reduce in medie cu 25-30%.
Partile componente si clasificarea dispozitivelor de franare
Dispozitivul de franare este compus din:
- mecanismul de franare(franele propriu-zise);
- transmisie si elementele de comanda.
Mecanismul de franare serveste la producerea fortelor de franare ce se opun
miscarii sau tendintei de miscare a autovehiculului.
Transmisia dispozitivului de franare este compusa din ansamblul de elemente
cuprinse intre elementul de comanda si frana propriu-zisa si care sunt legate in mod
functional.
Elementul de comanda este piesa actionata direct de catre conducatorul auto(pedala
sau maneta ) sau respective de catre remorca, pentru a furniza transmisiei energia
necesara franarii sau pentru a o controla.
Dispozitivele de franare se clasifica dupa utilizare, particularitatile constructive si
locul de dispunere a mecanismului de franare, sursa de energie utilizata pentru
actionarea franelor si dupa tipul si particularitatile transmisiei.
Dupa utilizare, dispozitivele de franare se clasifica in:
a) dispozitivul de franare principal;
b) dispozitivul de franare de siguranta;
c) dispozitivul de franare de stationare;
d) dispozitivul de franare auxiliar.
48
Dipozitivul de franare principal este intalnit si sub denumirea de frana principala
sau de serviciu. In mod uzual, in exploatare, frana de serviciu poarta numele de frana de
picior, datorita modului de actionare. Frana de serviciu trebuie sa permita reducerea vitezei
autovehiculului pana la valoarea dorita, inclusive pana la oprirea acestuia, indifferent de
viteza si de starea de incarcare. Frana de serviciu trebuie sa actioneze asupra tuturor rotilor
autovehiculului .
Dispozitivul de franare de siguranta sau frana de siguranta, intalnit si sub
denumirea de frana de avarii sau frana de urgenta, are rolul de a suplini frana de serviciu in
cazul defectarii acesteia. Frana de siguranta trebuie sa poata fi actionata de conducator fara
a lua ambele maini de pe volan. Securitatea circulatiei impune existenta la autovehicule a
franei de siguranta fara de care nu este acceptat in siguranta rutiera.
Dispozitivul de franare de stationare sau frana de stationare are rolul de a mentine
autovehiculul imobilizat pe un drum orizontal sau pe o panta in absenta conducatorului un
timp nelimitat. In mod uzual, frana de stationare este intalnita sub denumirea de frana de
parcare sau de ajutor. Datorita actionarii manuale, frana de stationare este intalnita si sub
denumirea de frana de mana. Frana de stationare trebuie sa aiba o comanda proprie,
independenta de cea a franei de serviciu. In foarte multe cazuri, frana de stationare preia si
rolul franei de siguranta.
Dispozitivul de franare auxiliar sau frana auxiliara este o frana suplimentara, avand
acelasi rol ca frana principala, utilizandu-se in caz de necessitate cand efectul acesteia se
adauga efectului franei de serviciu.
Dupa particularitatile constructive ale mecanismului de franare, dispozitivele de
franare se clasifica in functie de forma geometrica a pieselor rotitoare si fixe ale franei
propriu-zise.
Dupa forma piesei care se roteste se deosebesc: frane cu tambur, frane cu disc si
frane combinate.
Dupa forma pieselor fixe, franele pot fi: cu saboti, cu placheti(bacuri), cu banda, cu
discuri si combinate.
Dupa locul de dispunere a mecanismului de franare se deosebesc: frane pe roti si
frane pe transmisie. In primul caz, momentul de franare actioneaza direct asupra butucului
49
rotii(prin intermediul piesei care se roteste impreuna cu acesta), iar in al doilea caz
actioneaza asupra unui arbore al transmisiei autovehiculului.
Dupa tipul transmisiei se deosebesc: frane cu transmisie mecanica, frane cu
transmisie hidraulica, frane cu transmisie pneumatica, frane cu transmisie electrica; frane
cu transmisie combinata si frane cu transmisie cu servomecanism.
Sursa de energie utilizata pentru actionarea franelor poate fi: energia musculara a
conducatorului(actionarea directa), o sursa independenta de energie controlata de
conducatorul auto(servoactionare), o combinatie intre aceste tipuri de energii(actionarea
mixta sau franele cu transmisie cu servomecanism).
Dupa numarul de circuite prin care efortul exercitat de sursa de energie se transmite
mecanismului de franare se deosebesc frane cu un singur circuit si frane cu mai multe
circuite.
In cazul transmisiei cu un singur circuit, o defectiune aparuta intr-un punct al
acestuia scoate din functiune dispozitivul de franare
Figura 3.2 principalele scheme de grupare a franelor de autoturisme in cazul transmisiilor cu mai multe
circuite
La transmisia cu mai multe circuite, la alegerea numarului de circuite si gruparea
franelor pe circuite se tine seama de mentinerea unui anumit raport al fortelor de franare la
puntile autmobilului care sa reduca cat mai putin stabilitatea miscarii chiar si in cazul in
care unul dintre circuite s-a defectat. In figura 3.2 se prezinta principalele scheme de
50
grupare a franelor autoturismelor in cazul transmisiilor cu mai multe circuite. Cel mai
adesea se leaga la un circuit franele unei punti(a). In cazul (b) se prezinta tot o transmisie
cu doua circuite, franele fiind legate in diagonala. Solutia este indicata la autoturismele care
au diferente mari intre sarcinile pe puntea din fata si spate. In cazul (c) franele rotilor puntii
din fata sunt prevazute cu doi cilindrii de actionare. La aceasta solutie un circuit actioneaza
numai jumatate din cilindrii franei din fata. In felul acesta un circuit actioneaza asupra
franelor rotilor din fata, iar celalalt asupra tuturor rotilor. Solutia (d) are doua circuite de
franare “dublu L”, fiecare circuit actionand pe jumatate din cilindrii franelor din fata si pe o
frana din spate. In cazul (e), franele rotilor din fata si din spate au doi cilindri de actionare.
Si in acest caz se utilizeaza o transmisie cu doua circuite, fiecare circuit actionand jumatate
din cilindrii de frana de la fiecare roata. In cazul (f) se prezinta un dispozitiv de franare cu
trei circuite.
Dispozitivele de franare cu circuite multiple sporesc sensibil fiabilitatea acestora si
securitatea circulatiei, fapt pentru care in unele tari este prevazuta obligativitatea “divizarii”
circuitelor la anumite tipuri de autovehicule.
3.2 Studiul tehnico-economic al solutiilor posibile pentru mecanismul de franare
3.2.1 Tipuri constructive de mecanisme de franare
In prezent in constructia de automobile cele mai utilizate tipuri de mecanisme de
franare propriu-zise sunt:
1) frana cu tambur cu doi saboti interiori(mai ales ca frana de serviciu si uneori ca
frana de stationare pe transmisie);
51
Figura 3.3 Schema frana cu tambur cu saboti interiori
Figura 3.4 Parti componente ale franei cu tambur si saboti interiori
2) frana cu disc de tip deschis(folosita preponderent ca frana de serviciu la autoturisme
si uneori ca frana de stationare pe transmisie) ;
52
Figura 3.5 Frana cu disc de tip deschis
3) frana cu tambur si banda exterioara(utilizata exclusiv ca frana de stationare pe
transmisie).
Figura 3.6 Frana cu tambur si banda exterioara simpla fara efect servo
3.2.2 Tipuri de mecanisme de actionare
Alegerea mecanismului de actionare al sistemului de franare se face in functie de
tipul automobilului si destinatia franei propriu-zise.
Actionarea directa, la care forta de franare se datoreaza exclusiv efortului
conducatorului autovehiculului este utilizata la autoturisme si la autocamioane cu sarcina
utila mica, poate fi mecanica sau hidraulica. Actionarea hidraulica este foarte raspandita in
prezent.
53
Actionarea mixta, la care forta de franare se datoreaza atat efortului conducatorului
cat si unui servomecanism, se intalneste la autoturismele de clasa superioara si la
autobuzele si autocamioanele cu capacitate mijlocie.
Servoactionarea, la care pentru franare se foloseste energia unui agent exterior,
poate fi : pneumatica( cu presiune sau depresiune), electrica, electropneumatica etc.. Ea se
utilizeaza la autocammioanele cu sarcina utila mare si la autobuze.
3.2.2.1 Actionarea mecanica a franelor
In prezent actionarea mecanica este pe cale de disparitie la franele de serviciu datorita
urmatoarelor dezavantaje principale:
- dificultatea asigurarii franarii concomitente a tuturor rotilor;
- dificultatea realizarii distributiei dorite a fortelor de franare pe puntile
automobilului;
- necesitatea unor reglaje frecvente si relative complicate, datorita indeosebi
deformatiilor elementelor componente;
- randament scazut datorita numarului mare de articulatii care in general nu se ung in
exploatare.
Datorita acestor dezavantaje actionarea mecanica este limitata numai la franele de
stationare sau de siguranta.
3.2.2.2 Actionarea hidraulica a franelor
Actionarea hidraulica a franelor este in prezent cea mai raspandita la automobile.
Avantajele principale ale actionarii hidraulice a franelor sunt:
- franarea concomitenta a tuturor rotilor;
- repartizarea dorita a efortului de franare intre punti cat si intre saboti se realizeaza
foarte usor;
- randamentul ridicat datorita in special rigiditatii mari a mecanismului de actionare;
- posibilitatea tipizarii sistemelor de franare pentru automobile cu diferiti parametric;
- timp redus la intrarea in actiune;
54
- constructie simpla si intretinere usoara.
Dintre dezavantajele actionarii hidraulice se pot enumera:
- imposibilitatea realizarii unui raport de transmitere ridicat;
- scoaterea din functiune a intregului sistem de franare in cazul spargerii unei
conducte(la sistemul cu un singur circuit);
- scaderea randamentului mecanismului de actionare la temperature joase(sub -30
grade C);
- patrunderea aerului in instalatie duce la marirea cursei pedalei si reduce foarte mult
eficienta franarii.
Figura 3.7 Scheme de principiu ale actionarii hidraulice, cu unul sau cu doua circuite de franare
3.2.2.3 Actionarea hidraulica cu servomecanism
La automobile cu greutatea totala mai mare de 3500 daN, precum si la
autoturismele de clasa mmijlocie si mare, prevazute cu frane cu coeficient de eficacitate
redus(frane disc), forta conducatorului aplicata pe pedala de frana nu mai asigura o franare
suficient de eficace. Datorita acestui fapt actionarea hidraulica este asociata cu un
servomecanism care asigura o crestere suplimentara a presiunii lichidului din conducte.
In cazul utilizarii actionarii hidraulice cu servomecanism cursa maxima a pedalei in
general nu depaseste 40-50 mm, ceea ce sporeste mult comoditatea conducerii
55
automobilului. De asemenea forta necesara actionarii pedalei se reduce in prezenta
servomecanismului la jumatate din valoarea acesteia in cazul actionarii hidraulice simple.
In functie de sursa de energie utilizata se deosebesc urmatoarele tipuri de
servomecanisme:
- servomecanism cu depresiune(vacuumatic) care utilizeaza energia depresiunii
create in colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie sau de o
pompa de vacuum antrebat de motorul automobilului;
- servomecanism pneumatic care utilizeaza energia aerului comprimat, debitat de un
compressor antrenat de motorul automobilului;
- servomecanism hidraulic care utilizeaza energia hidraulica generata de o pompa
antrenata de motorul automobilului. Servomecanismele hidraulice se folosesc in
cazul cand pe automobil exista si alte agregate consumatoare de energie
hidraulica(suspensie hidropneumatica, servodirectie etc.). datorita unor presiuni de
lucru foarte mari (120 daN/cm2 sau chiar mai mult) servomecanismul este compact.
Figura 3.8 Tipuri de sisteme de actionare hidraulica, cu servomecanisme vacuumatice
3.3 Studiu tehnico-economic al solutiilor posibile pentru mecanismele de frana cu
tambur si saboti interiori
3.3.1 Principalele tipuri uzuale de frana cu tambur si saboti interiori
56
3.3.1.1 Frana simplex
Frana simpex are in compunere un sabot primar si unul secundar care pot fi
articulate sau flotanti. In functie de modul de actionare al sabotilor se deosebesc: frane cu
deplasare egala a sabotilor si forte de actionare diferite( 1S nu este egal cu 2S ); frane cu
deplasare independenta a sabotilor si forte de actionare egale( 1S = 2S =S).
Frana simplex cu deplasare egala a sabotilor are o uzura egala a garniturilor de
frecare. Momentul de franare este cu ceva 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. Actionarea acestei frane se face in general cu un
dispozitiv hidraulic(cu pistoane avand acelasi diametru) si mai rar cu dispozitive mecanice.
Aceasta frana prezinta o constructie simpla si sigura.
Frana simplex nu este echilibrata transmitandu-se osiei o reactiune radiala care
incarca suplimentar lagarele rotii.
Avand coeficientii de eficacitate Ep si Es pentru sabotul primar si secundar se poate
determina coeficientul de eficacitate pentru frana simpex: spsimplex EEE += .
Figura 3.9 Constructia franei simplex
57
In figura 3.9 se prezinta comstructia unei frane simplex la care saborii 13 si 14 sunt
articulate la capatul de jos in bolturile 4, fixate pe talerul 6 si stranse cu piulitele 7. tot de
taler este fixat si cilindrul receptor 17, prevazut cu arcul 18. Garnitura de frecare a
sabotului 13(primar) are o lungime mai mare decat a sabotului 14(secundar) pentru a se
obtine o uzura uniforma.
Jocul la partea superioara a sabotilor se regleaza cu excentricele 3, prevazute cu
bolturile 8, pe care se afla arcurile 9 pentru fixarea excentricelor in diferite pozitii. Arcul 16
mentine sabotii sprijiniti pe excentricele 3.
La partea inferioara, sabotii sunt prevazuti cu bucsele excentrice 5, montate pe
bolturile 4, servind la reglarea jocului dintre sabori si tambur la partea inferioara.
Fiecare sabot este asigurat sa nu se deplaseze lateral cu ajutorul arcului 11, strans
sub saiba 12 de prezonul 10, fixat pe taler.
Mecanismul de actionare pentru frana de stationare este compus din levierul
(parghia) 2, articulate in punctual 19, tija 1 si cablul de actionare 15.
3.3.1.2 Frana duplex
Frana duplex are in compunere doi saboti primari independenti care pot fi articulate
sau flotanti. Prin dispunerea sabotilor astfel incat ambii sa lucreze ca saboti primari
momentul de franare creste mult.
Coeficientul de eficacitate pentru frana duplex depinde de sensul de rotatie al
tamburului. La mersul inainte pduplex EE ⋅= 2 , iar la mersul inapoi sduplex EE ⋅= 2 .
In cazul in care sabotii sunt primari pentru ambele sensuri de rotatie ale tamburului
frana poarta denumirea de duo-duplex.
Frana duo-duplex prezinta avantajul unei eficacitati ridicate atat la mersul inainte
cat si la mersul inapoi avand acelasi coeficient de eficacitate pdduplex EE ⋅= 2 .
Frana duplex este o frana echilibrata si realizeaza aceeasi uzura a garniturilor de
frecare.
La multe automobile se intalneste solutia frane duplex la rotile puntii din fata si
frane simplex la rotile puntii din spate. Aceasta solutie permite sa se obtina mai simplu
58
distributia dorita a fortelor de franare pe cele doua punti ( 21 ff EF > ) si sa se pastreze
aceleasi dimensiuni ale multor piese ale franelor rotilor anterioare si posterioare.
Deficienta franei duplex, cu saboti primari numai la mersul inainte, consta in
obtinerea unui moment de franare redus la mersul inapoi al automobilului. Valoarea
momentului de franare obtinut la mersul inapoi determina marirea pantei pe care poate fi
imobilizat un automobile ce frana de stationare. Datorita acestui neajuns, la rotile
posterioare asupra carora actioneaza frana de stationare , nu se intrebuinteaza de obicei
frana duplex cu saboti primari numai la mersul inapoi. Deficienta aceasta se inlatura daca
se utilizeaza frana duo-duplex.
Figura 3.10 Constructia franei duplex
In figura 3.10 se prezinta constructia unei frane duplex cu saboti articulati.
Pozitia sabotului pe taler este asigurata, in afara de articulatia de pe boltul 10, cu
ajutorul tamponului 11, boltului 6, saibelor 3 si 5 si arcului 4.
Reglarea jocului dintre saboti si tambur se face la ambele capete ale sabotilor. La
capatul dinspre cilindru reglarea jocului se face prin excentricele( camele) 16, iar la capatul
articulate prin bucsa excentrica 13 care se roteste impreuna cu boltul 10.
59
Figura 3.11 Constructia franei duo-duplex
In figura 3.11 se prezinta constructia unei frane duo-duplex cu saboti flotanti.
La franare, pistoanele din cei doi cilindri departeaza sabotii, iar acestia sub actiunea
fortelor de frecare se deplaseaza pe directia de rotatie. Fiecare sabot are doua reazeme 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 va sprijini pe
opritorul 2.
La rotatia in sens invers, sabotul 3 se va sprijini pe opritorul 2 , prin intermediul
bratului 15, iar sabotul 7 in opritorul 13, prin intermediul bratului 14.
3.3.1.3 Frana 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.
60
In cazul in care sabotii sunt primari numai la mersul inainte, frana poarta denumirea
de uni-servo, iar in cazul in care sabotii sunt primari pentru ambele sensuri de mers frana
este intalnita sub numele de duo-servo.
Frana servo se utilizeaza la unele autoturisme de capacitate cilindrica mare,
deoarece cu o forta nu prea mare la pedala asigura un moment de franare mare, fara
intrebuintarea unui servomecanism auxiliar.
La autoturisme, unde repartitia sarcinilor pe punti este aproximativ aceeasi, se mai
intalneste si solutia frana simplex pentru rotile puntii din spate si frana servo pentru rotile
puntii din fata, care are o eficacitate mai mare, ceea ce permite sa se utilizeze in mod
corespunzator greutatea aderenta tinandu-se seama de redistribuirea greutatii pe punti la
franare.
Frana servo nu este echilibrata, incarcand suplimentar lagarele rotii.
Figura 3.12 Constructie franei uni-servo
In figura 3.12 se prezinta constructia franei uni-servo utilizata la rotile puntii din fata la autocamioane.
61
Figura 3.13 Constructie franei duo-servo
In figura 3.13 se prezinta constructia franei duo-servo. Capetele superioare ale
sabotilor 1si 2 sunt apasate cu ajutorul arcurilor pe reazemul imobil 5, iar capetele
inferioare sunt legate intre ele prin dispozitivul de reglare 4 si printr-un arc. La franare
pistoanele cilindrului receptor 6 actioneaza sabotii 1 si 2 prin intermediul tijelor 3. venind
in contact cu tamburul de franare sabotii se deplaseaza in sensul de rotatie pana cand unul
din ei ajunge la capatul superior in 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.
In figura 3.14 se prezinta caracteristica de stabilitate pentru diferite tipuri de frane
cu tamburi si saboti interiori. Frana simplex cu deplasarea egala a sabotilor (curba 1) are un
coeficient de eficacitate mic, dar in schimb si o mica sensibilitate fata de variatia
coeficientului de frecare. In cazul franei servo scaderea coeficientului de frecare, de
exemplu pentru roata din stanga, de la 0.4 la 0.25, conduce la diferente intre fortele de
franare ale rotii din stanga si ale rotii din dreapta de 3 ori. De aceea pericolul aparitiei
blocarii si al maririi spatiului de franare in cazul utilizarii franei servo, este maxim.
62
Figura 3.14 Caracteristica de stabilitate pentru diferite tipuri de sisteme de franare cu tamburi si sabori interiori
3.3.2 Analiza principalelor dispozitive de reglare a jocului dintre saboti si tambur
In timpul franarii, ca urmare a uzurii garniturilor de frictiune, jocul dintre saboti si
tamuburi se mareste. Marirea excesiva a acestui joc are ca effect cresterea timpului de
raspuns al sistemului de franare, iar eficienta franarii scade.
Cercetarile au aratat ca marirea jocului dintre saboti si tambur poate provoca o
reducere a eficacitatii franarii cu 20-50%.
Mentinerea jocului prescris intre suprafetele de frecare ale franei are mare
importantapentru asigurarea spatiului minim de franare. Daca jocul este prea mic frana se
incalzeste si se deterioreaza.
Datorita acestui fapt sunt prevazute in mod obligatoriu cu dispozitive de reglare a
jocului dintre saboti si tambur.
Jocul maxim(aproximativ la centrul rotii) cand garniture de frictiune este noua, este
cuprins intre 0.2-0.6 mm. amplasarea dispozitivelor de reglare este foarte diferita.
Sunt numeroase dispozitive de reglare a jocului de tip interior ce lucreaza direct
asupra sabotilor, fie la capatul de rezemare, fie la capatul de aplicare al fortei, fie la nervure
sau talpa sabotului.
Reglarea jocului termic dintre saboti si tambur se realizeaza prin trei procedee:
- prin apropierea sau departarea sabotilor de tambur in cazul reazemelor immobile;
- prin modificarea pozitiei reazemelor;
- prin procedeul mixt.
Dupa procedeul de executie reglarea jocului poate fi manula(cu ocazia operatiilor
de revizie tehnica) si automata.
63
Dispozitive de reglare a jocului dintre saboti si tambur
In cazul dipozitivelor de reglare automata a jocului trebuie tinut seama de faptul ca
acestea consuma o parte din forta de actionare a sabotilor. Trebuie de asemenea avuta in
vedere necesitatea evitarii unei supra-reglari datorita cresterii temporare a diametrului
tamburului prin incalzire.
Dupa principiul de functionare dispozitivele de reglare automata a jocului pot fi
mecanice si hidraulice.
La randul lor dispozitivele mecanice de reglare automata a jocului pot fi cu
frictiune, cu dinti si cu clichet.
Dipozitivele cu frictiune asigura reglarea continua a jocului pe cand dispozitivele cu
dinti si cu clichet asigura o reglare in trepte a jocului.
Dispozitivele de reglare a jocului sunt in afara franei sau in interiorul acesteia.
a) Dispozitivele mecanice cu reglare continua a jocului sunt de tipul cu frictiune.
In figura 3.15, a se prezinta un dispozitiv care actioneaza asupra sabotilor. Pe talerul franei
este fixat boltul 4 pe care este introdusa bucsa 6 prevazuta cu gulerul 1. jocul j dintre bolt si
bucsa corespunde marimii necesare a jocului dintre sabot si tambur. Orificiul 5 din sabot
are o forma eliptica si dimensiuni cu mult mai mari decat diametrul exterior al bucsei.
Nervure sabotului 7 este stransa intre saibele de frictiune 2 cu ajutorul piulitei 8 si a arcului
plat 3. forta de frecare care ia nastere intre nervure sabotului si saibele de frictiune 2 este
mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului.
In cazul in care jocul dintre sabot si tambur va depasi marimea j, sub actiunea fortei
de actionare se va produce o miscare relativa intre bucsa 6 si nervure sabotului. Dupa
franare arcul de readucere departeaza sabotul de tambur numai cu distanta j, deoarece nu
poate invinge forta de frictiune a dispozitivului.
In figura 3.15, b se prezinta un dispozitiv de reglare automata a jocului dispus chiar
in interiorul cilindrului de actionare a sabotului. In interiorul pistonaselor 1 se afla boltul 2
pe care sunt fixate prin frecare saibele elastice 3. saibele 4, cu sigurantele 5, limiteaza
deplasarea pistonaselor in raport cu boltul la valoarea j. Forta arcurilor de readucere a
sabotilor este mai mica decat frecare dintre saibele 3 si bolt.
64
In cazul in are jocul dintre sabot si tambur va depasi jocul j, sub actiunea fortei de
actionare, saibele elastice 3 vor fi deplasate pe bolt, de catre saibele 4 cu o distanta
corespunzatoare. Dupa franare, pistonasele revin in contact cu saibele 3 la noua pozitie a
lor, pastrand insa jocul j.
Figura 3.15 Dispozitive mecanice de reglare automata si continua a jocului dintre saboti si tambur
b) Dispozitive mecanice cu reglare in trepte a jocului sunt prezentate in figura
3.15. In cazul comenzii hidraulice a franelor este indicat sa se intrebuinteze pentru reglarea
jocului un dispozitiv cu dinti (figura 3.16, a). Tija dintata 1 este introdusa in mansonul
elastic 2, prevazut la interior cu dinti si fixat cu un capat de sabotul 3. Tija are la capat un
ochi care serveste la fixarea de taler prin intermediul boltului 4. Dintii de pe tija si manson
(filet “dinte de fierastrau”) permit ca lungimea ansamblului tija-manson sa varieze numai in
directia maririi. Pe masura ce garniturile de frecare se uzeaza lungimea ansamblului creste
treptat cu latimea unui dinte. La incetarea actiunii de franare sabotii se departeaza de
tambur cu o distanta determinate de jocul j dintre ochiul tijei si bolt.
In figura 3.16, b este prezentat un dispozitiv de reglare automata a jocului tot cu
dinti. El este compus din mansonul elastic 3, corpul 2, tija 6, arcul 7 si bucsa 8. Un capat al
dispozitivului este legat prin orificiul 4 de taler, iar celalalt capat este legat prin orificiul 9
de sabot.
La franare cand sabotul se deplaseaza cu jocul prescris, tija 6 se deplaseaza liber in
limitele cursei j. Daca garniture de frecare se uzeaza, jocul sabotului se mareste, iar
mansonul elastic 3 este deplasat cu un dinte pe corpul 2 de catre tija 6. In felul acesta
65
distanta dintre ochiurile 4 si 9 creste, iar sabotul la defranare se departeaza de tambur tot cu
jocul j.
Dispozitivul de reglare cu clichet (figura 3.16, c) se utilizeaza la frana cu comanda
pneumatica. In timpul franarii levierul 1 transmite miscarea prin clichetul 3 la mansonul 7
iar acesta la arboreal camei 2. Daca mansonul 7 se va rasuci cu un uinghi mai mare decat
a, atunci impreuna cu el se va roti si roata 4. La defranarea mansonul 7 se va rasuci inapoi
cu unghiul a , care asigura jocul necesar intre saboti si tambur. Cu cat uzura garniturilor de
frictiune creste, roata 4 se va roti cu un unghi tot mai mare si se va fixa in pozitia respectiva
cu clichetul 5 dispus in reazemul imobil 6.
Figura 3.16 Dispozitive mecanice de reglare automata in trepte a jocului dintre saboti si tambur
c) Dispozitivele hidraulice pentru reglarea jocului realizeaza o reglare continua.
Dispozitivul prezentat in figura 3.17 este compus din cilindrii hidraulici 6 si 7. Capetele
superioare ale sabotilor sunt mentinute de catre arcul 3, pe opritorul 2, iar capetele
inferioare sunt apasate de arcul 4, pe tijele pistonaselor cilindrului 7. Datorita acestui fapt
in cilindrul 7 si in partea stanga a cilindrului 6 se creaza o presiune p de ordinul a 3 daN.
In timpul franarii presiunea lichidului creste atat in cilindrul superior 1 cat si in
cilindrul inferior 7(prin intermediul cilindrului 6).
In cazul in care garniturile de frana s-au uzat, iar jocul dintre ele si tambur s-a marit,
atunci in timpul franarii, cantitatea de lichid aflata in partea stanga a cilindrului 6 nu mai
este suficienta pentru umplerea cilindrului 7 al carui volum a crescut. Datorita acestui fapt
66
cand pistonul cilindrului 6 a ajuns in pozitia extrema din stanga, lichidul din partea dreapta
a cilindrului trece prin orificiile pistonului, deformeaza garniture, ajungand in cilindrul 7.
La defranare, cand pistonul cilindrului 6 va ocupa pozitia de echilibru, determinata
de arcul 4(prin intermediul lichidului din cilindrul 7) si arcul 5, lichidul suplimentar, care a
patruns in cilindrul 7, nu va putea reveni in partea dreapta a cilindrului 6, circulatia prin
orificiile pistonului acestui cilindru fiind numai intr-o singura directie. In felul acesta, pe
masura uzurii garniturilor de frecare, in cilindrul 7 va intra o cantitae suplimentara de
lichid, necesara pentru mentinerea jocului prescris.
Figura 3.17 Dispozitiv hidraulic de reglare automata a jocului dintre saboti si tambur
3.4 Studiul tehnico-economic al solutiilor posibile pentru mecanismele de franare cu disc
In ultimul timp franele cu disc, sau pe scurt franele disc, au inceput sa fie utilizate
frecvent, mai ales la autoturisme. Ele se utilizeaza fie la toate rotile, fie sub o forma mixta,
frane cu disc in fata si frane cu tambur in spate.
Extinderea utilizarii franelor cu disc la automobile se explica prin numeroasele
avantaje pe care le prezinta in raport cu franele cu tambur, dintre care cele mai importante
sunt urmatoarele:
- posibilitatea maririi suprafetelor garniturilor de frecare si, prin urmare, micsorarea
presiunii specifice dintre ele;
67
- sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare(la franele fara efect
servo);
- distributia uniforma a presiuni pe suprafetele de frecare si , drept consecinta, uzura
uniforma a garniturilor si necesitatea reglarii mai rare a franei;
- suprafeta mare de racire si conditii bune pentru evacuarea caldurii(in special la
franele cu disc deschise) le permite sa disipeze sub forma de caldura energii mari;
- stabilitate in functionare la temperature joase si ridicate;
- echilibrarea fortelor axiale si lipsa fortelor radiale;
- posibilitatea functionarii cu jocuri mici intre suprafetele de frecare, ceea ce
permite sa se reduca timpul de intrare in functiune a franei si sa se mareasca raportul de
transmitere al mecanismului de actionare;
- independenta eficacitatii franarii de gradul de uzura al garniturilor de frecare;
- simplitatea asigurarii aceluiasi moment de franare indiferent de sensul de mers;
- greutatea redusa a franei pentru acelasi moment de franare( numai la frana cu disc
deschisa) si micsorarea greutatii nesuspendate a automobilului;
- caracterul mult mai favorabil al deformatiilor pieselor franei. Discul se
deformeaza pe directie axiala spre deosebire de deformatia radiala a tamburului care
provoaca modificarea formei sale si afectarea prin aceasta a jocurilor dintre suprafetele de
frecare;
- inlocuirea usoara a garniturilor de frecare;
- realizeaza reglarea automata a jocului dintre suprafetele de frecare printr-o
constructie mai simpla;
- nu produce zgomot in timpul franarii.
Introducerea pe scara larga a franelor cu discuri necesita rezolvarea unui sir de
probleme ca: reducerea incalzirii lichidului din cilindrii receptori, alegerea justa a
perechilor de placheti de frictiune etc.
3.4.1 Tipuri constructive de frane cu disc
68
Franele cu disc pot fi de tip deschis sau inchis. Cele de tip deschis se utilizeaza mai
ales la autoturisme, pe cand cele de tip inchis in special la autocamioane si autobuze.
Tinand seama de faptul ca, conform temei de proiect trebuie, sa proiectam un sistem de
franare pentru un autoturism, ne vom concentra atentia asupra franelor cu disc de tip
deschis.
In figura 3.18 se prezinta frana cu disc deschisa, compusa din discul 2 montat pe
butucul rotii 3 precum si din cadrul (suportul) 5 in care se gasesc pistoanele 4, prevazute cu
garniturile de frecare 1. Cadrul monobloc se monteaza flotant sau fix de talerul franei. In
cazul de fata cadrul este fixat rigid si prevazut cu doi cilindrii de actionare.
La solutiile la care cadrul 1 se monteaza flotant, pe punte exista un singur cilindru
de actionare, dispus numai pe una din fetele discului. In acest caz cursa pistonului de
actionare 14 este dubla fata de aceea de la franele cu cadru fix. Cadrul trebuie sa fie
suficient de robust spre a nu se deforma sub actiunea unor forte mari.
Datorita faptului ca discul se dilata putin in plan axial aceasta frana permite ca jocul
dintre disc si garniturile de frictiune sa fie mentinut la valori mult mai mici decat la franele
cu tambur.
Discul poate fi montat pe butucul rotii fie pe circumferinta interioara fie pe
circumferinta exterioara. In primul caz exista posibilitatea deformarii discului sub actiunea
69
fluxurilor termice create la franare. In cazul al doilea acest pericol este mai redus, iar
butucul rotii, sub forma de ventilator, creaza un current de aer care favorizeaza racirea mai
rapida a discului.
In general franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si prin urmare au o
eficacitate slaba. Sunt insa unele frane cu disc deschise care pot asigura un anumit efect
servo, care este insa mentinut la valori moderate. Din acest motiv, pentru a realize acelasi
moment de franare ca la o frana cu tambur, presiunea in conducte va trebui sa fie de circa 2
ori mai mare, iar diametrele cilindrilor de actionare de 2-2.5 ori mai mari, ca valorile
corespunzatoare ale franelor cu tambur. Datorita acestui fapt in loc de un cilindru cu
diametru mare (de fiecare parte a discului) se utilizeaza doi cilindri de actionare de
diameter mai mici, pentru a nu reduce raza medie a discului franei. Sunt frane cu dic
prevazute cu 3 sau chiar 4 perechi de cilindri de actionare.
Figura 3.18 Frana cu disc deschisa Figura 3.19 Frana cu disc deschisa cu un singur cu pitoane de actionare pe ambele fete ale discului cilindru de actionare
Datorita faptului ca fortele de actionare trebuie sa fie sensibil mai mari fata de
franele cu tambur, inmulte cazuri se utilizeaza servomecanisme in sistemul de actionare.
In general discul este protejat, fiind expus prafului, noroiului, apei ceea ce
constituie unul dintre dezavantajele principale ale acestei frane. De aceea este necesar ca
pitoanele cilindrilor de lucru sa aiba o etansare sigura.
70
La acest tip de frana piesele care se rotesc au greutate minima iar conditiile de
racire sunt optime.
Fixarea garniturilor de frictiune pe placheti se face exclusiv prin lipire.
Reglarea automata a jocului dintre disc si garniturile de frecare este necesara
mai ales datorita ritmului intens al uzurii garniturii. Sunt realizate practice mai multe tipuri
de dispozitive pentru reglarea automata a jocului.
In figura 3.20,a se prezinta una dintre solutiile de reglare automata a jocului dintre
disc si garniturile de frecare utilizate la autoturismele Renault si Dacia. In interiorul
pistonului 4 se gasesc montate saibele 1 si 2. Boltul 9, concentric cu cilindrul, este fixat cu
piulita 8 de cadrul 7. Pe acest bolt este montat inelul elastic 6, care se deplaseaza greu pe
bolt datorita frecarii mari dintre ele. Mansonul de cauciuc 3 protejeaza pistonul si cilindrul
de impuritati. In timpul franarii, pistonul 4 impreuna cu saibele 1 si 2 se deplaseaza spre
stanga, dar inelul 6 ramane pe loc atat timp cat jocul dintre disc si garniture de frecare nu
este mai mare ca j. Readucerea pistonului in pozitia initiala o face garniture inelara elastica
5, montata strans pe piston si mentinuta in locasul din cilindru. Boltul 9 este fixat in cadru
cu piulita 8, iar pentru etansarea orificiului se utilizeaza garniture 7. daca garniture de frana
se uzeaza, iar jocul dintre disc si aceasta depaseste valoarea stabilita, pistonul se deplaseaza
spre stanga cu o cursa mai mare decat jocul j, iar saiba 2 va deplasa si inelul 6 catre stanga.
La defranare, saiba 1 intalneste inelul 6 dupa parcurgerea unei curse egale cu j, iar pistonul
nu mai poate reveni in pozitia initiala. In felul acesta se stabileste in mod automat jocul
dintre disc si garnituri.
Figura 3.20 Dispozitive pentru reglarea automata a jocului la frana disc
In figura 3.20, b se prezinta un alt dispozitiv de reglare automata jocului. Si in acest
caz dispozitivul este montat in interiorul pistonului 3 dispus in cilindrul 2 al cadrului. Pe
boltul 7 se afla opritorul 5 a carei pozitie e determinate de de inelele elastice 6. Forta de
71
frecare dintre bolt si inelele 6 este mai mare decat forta arcului de readucere 8 din interiorul
bucsei 4.
La franare pistonul se deplaseaza spre dreapta impreuna cu bucsa 4 in limitele
valorii j. Daca in urma uzarii garniturii cursa pistonului depaseste valoarea j, opritorul 5
forteaza inelele elastice 6 sa alunece pe boltul 7 cu o distanta corespunzatoare. Dupa
incetarea franarii, sub actiunea arcului 8 pistonul revine in contact cu inelele elastice la
noua pozitie a acestora, mentinand jocul j.
Solutia dispozitivului de reglare prezentat in figura 3.19 se utilizeaza la
autoturismele Fiat. Dispozitivul este compus din axul 8 prevazut la un capat cu un filet cu
mai multe inceputuri pe care se gaseste mansonul 12, arcul 13, rulmentul 11 si saiba 10.
Mansonul 12 este montat pe portiunea filetata a axului 8. Saiba 10 este solidara cu pistonul
14 si asigurata in acesta cu un inel elastic.
In timpul franarii pistonul 14 se deplaseaza si apasa garniturile de frecare pe disc.
Cursa pistonului va fie gala cu jocul j dintre mansonul 12 si rulmentul 11. In timpul
deplasarii pistonului, garniture de etansare 3 montata intr-un locas din cilindru, se
deformeaza. La defranare garniture 3 readuce pistonul in poztia initiala.in cazul in care
garniturile de frictiune s-au uzat, iar jocul dintre acestea si disc depaseste jocul prescris de
0.42-0.60 mm, pistonul va efectua o cursa mai mare. Dupa deplasarea pistonului cu jocul j,
acesta va actiona asupra mansonului 12, prin intermediul saibei 10 si a rulmentului 11,
facandu-l sa se roteasca pe axul 8 si deci sa se deplaseze spre stanga. Arcul 13, montat pe
mansonul 12 si solidarizat la partea din stanga cu pistonul 14, nu se opune rotatiei
mansonului pe ax, deoarece prin aceasta rotatie el se decupleaza de acesta, ca urmare a
maririi diametrului sau interior.
La eliberarea pedalei de frana, pistonul revine sub actiunea garniturii 3, care ia
forma initiala. Cursa de revenire a pistonului va fie gala cu jocul de functionare. Pistonul se
va opri in contact cu mansonul, care la randul sau, va fi blocat in noua pozitie de catre arcul
13 ce revine la diametrul initial.
Utilizarea franei cu disc ca frana de stationare sau de siguranta cu o eficacitate
suficienta, este o problema dificila datorita coeficientului de eficacitate redus al acesteia.
Pentru a asigura o eficacitate suficienta sunt necesare forte foarte mari la maneta de frana
72
sau curse de asemenea necorespunzatoare ale acesteia. Acesta este si unul din motivele care
a condus la utilizarea franei cui disc la rotile puntii fata si franei cu tambur la rotile puntii
din spate. Franele cu tambur asigura fara dificultati performante necesare la o actionare
manuala.
Figura 3.22 Utilizarea franei disc ca frana de stationare
In figura 3.22, a se prezinta solutia la care pentru frana de mana se utilizeaza sabotii
servo 1 si 2 dispusi in interiorul tamburului 3 de diametru mai redus. Frana de serviciu este
o frana cu discul 4 modificat in asa fel ca la partea lui centrala sa aiba forma de tambur.
La actionarea mecanica a garniturilor de frecare ale franei cu disc din figura 3.19 se
utilizeaza pistonul actionarii hidraulice pus in legatura cu axul 8, comandat cu ajutorul unei
parghiiprin cablul franei de mana.
In figura 3.22,b se prezinta utilizarea franei disc ca frana de stationare. La franare
cablul 3 actionand asupra parghiei 2, o roteste in jurul articulatiei 6 in sensul acelor de
ceasornic. Capatul interior al parghiei va actiona asupra garniturii 7, apasand-o pe discul 1.
Jocul dintre capatul interior al parghiei si garniture se regleaza cu ajutorul suportului filetat
4. Contrapiulita 5 asigura suportul in pozitia corespunzatoare jocului j.
In continuare se va prezenta un sistem de franare cu disc, realizat de cei de la
Bosch, care in prezent, echipeaza o gama larga de autovehicule. Constructia si principiul de
functionare al sistemului de franare cu disc sunt foarte simple: discurile de frana sunt
montate pe axul rotii si se rotesc in timpul rularii. In etriere, presiunea hidraulica este
73
transformata, prin intermediul unuia sau mai multor pistoane, in forta mecanica. Acestea
apasa placutele de frana pe disc si astfel apare frecarea care incetineste rotile.
In figura de mai sus este prezentata o schema constructiva a sistemului de franare
cu disc. Acesta este format din urmatoarele componente: disc de frana(fixat pe roata),
suportul etrierului, etrier, placute de frana.
Discurile de frana- datorita faptului ca discurile de frana sunt expuse unor
solicitari enorme, la fabricare acestora trebuie sa se aleaga materialul cel mai adecvat.
Discurile de frana sunt fabricate in principal din oteluri turnate, deoarece aceste materiale
dispun de o structura omgena, fara particule de aer si fara tensiuni interne. Pentru
imbunatatirea caracteristicilor discurilor de frana si a rezistentei la uzura, exista
posibilitatea utilizarii in multe cazuri a aliajelor de otel turnate.
Pretentiile legate de confort cresc in permanenta. De aceea, constructorii in
domeniu, ofera deja de ani buni o gama completa de discuri cu ungrad inalt de carbon.
Acestea sunt fabricate din fonta cenusie de inalta calitate, carbonizata si tratata, ce ofera un
transfer mai efficient al caldurii. Acest fapt reduce caderile de temperature si astfel
deformatiile termice. Rezulta o franare mia lina, o latenta imbunatatita, o durata de viata
mia lunga si o rezistenta mai mare.
74
Discurile de frana ventilate cresc randamentul sistemului de franare. Intre cele doua
straturi de franare exista un spatiu gol cu fante de ventilatie. Aceste fante sunt pozitionate
astfel incat in timpul rularii sa apara un current de aer intre cele doua straturi(discuri).
Astfel este evacuate caldura si suprafetele de franare sunt racite suplimentar si din interior.
Eficienta franelor se pastreaza astfel pentru un timp mai indelungat.
Placutele de frana- de regula sunt alcatuite din:
1) materialul de frictiune-placutele frana sunt realizate de regula din 15 pana la 20
de materiale diferite; mixture acestor materiale este stabilita in mod individual
pentru fiecare tip de autovehicul;
2) strat intermediar-asigura confortul si siguranta si influenteaza compresibilitatea
si izolarea fonica;
3) adeziv- asigura imbinarea suportului cu materialul de frictiune; este responsabil
pentru rezistenta la forfecare si asigura faptul ca materialul de frictiune nu se
desprinde de pe suport nici in cele mai solicitante situatii;
4) cadru principal- in legatura cu acesta exista prevederi stricte legate de toleranta,
pentru asigurarea unei functionari sigure a etrierului si pistonului; pentru
evitarea coroziunii, acesta este acoperit cu vopsea;
5) strat de amortizare- pentru imbunatatirea caracteristicilor legate de confort,
unele placute de frana sunt dotate cu un strat de amortizare; pentru aceasta se
utilizeaza(in functie de necesitatea fizica) cauciuc, material plastic sau placute
metalice.
75
Etrierul- transforma presiunea hidraulica in forta mecanica ce apasa placutele de
frana pe discul de frana. Sunt utilizate etriere fixe, mobile si, cel mai des utilizate, etrierele
pumn. In cadrul unei carcase mobile, pistonul apasa placuta interioara direct pe discul de
frana. Forta de reactie produsa impinge carcasa si apasa indirect si placuta exterioara pe
disc. La puntea spate se utilizeaza de obicei un etrier pumn cu sistem integrat pentru frana
de parcare.
76
3.5 Studiul tehnico-economic al solutiilor posibile pentru mecanismele de transmitere
a efortului de franare
Transmisia dispozitivului de franare este compusa din ansamblul de elemente
cuprinse intre elemental de comanda(pedala sau maneta) si frana propriu-zisa si care sunt
legate in mod functional.
Transmisiile dispozitivelor de franare se clasifica dupa sursa de energie utilizata
pentru actionarea franelor si dupa modul de transmitere a comenzii.
Sursa de energie utilizata pentru actionarea franelor poate fi: energia musculara a
conducatorului autovehiculului, o sursa independenta de energie controlata de conducatorul
auto sau o combinatie intre aceste tipuri de energii.
Dupa modul de transmitere a comenzii de la elemental de comanda la frane,
transmisia poate fi: mecanica, hidraulica, pneumatica, electrica si mixta.
Franele cu transmisie mecanica transmit efortul exercitat de conducator asupra
pedalei sau manetei la elementele de actionare ale franelor printr-un sistem de tiranti,
leviere, cabluri etc.
Franele cu transmisie hidraulica transmit efortul exercitat de conducator asupra
pedalei de frana la elementele de actionare ale franelor prin intermediul unui lichid, inchis
in conductele transmisiei.
77
Franele cu transmisie pneumatica utilizeaza pentru franare o sursa de energie
controlata de conducatorul autovehiculului. Pentru transmiterea comenzii si actionarea
franelor propriu-zise se utilizeaza aerul comprimat, iar in unele cazuri aer cu presiune
inferioara celei atmosferice.
Franele cu transmisie electrica transmit comanda de la pedala la elementele de
actionare ale franelor prin intermediul curentului electric.
Franele cu transmisie cu servomecanism se utilizeaza la transmisiile mecanice si
hidraulice la care efortul exercitat de conducator asupra elementului de comanda nu este
suficient pentru realizarea unor performante de franare acceptabile. In acest caz, efortul
servomecanismului se adauga la efortul conducatorului.
Franele cu transmisie mixta utilizeaza o combinatie intre doua tipuri de transmisii, o
o ilustrare tipica reprezentand-o transmisia pneumohidraulica.
Conditiile impuse transmisiilor dispozitivelor de franare sunt urmatoarele:
asigurarea unui randament cat mai ridicat; fiabilitate ridicata; simplitate constructive;
amplificarea efortului de comanda astfel incat cursele elementelor de comanda sa se
mentina in limitele prescrise.
3.5.1 Analiza instalatiei de franare
In cele ce urmeaza se va analiza constructia si functionarea dispozitivului de franare
cu transmisie hidraulica.
Dispozitivele de franare cu transmisie hidraulica sunt in prezent cele mai raspandite
la automobile. Cu toate avantajele pe care le prezinta transmisia hidraulica, datorita
imposibilitatii realizarii unui raport de transmitere ridicat, forta aplicat de conducator pe
pedala, nu asigura intotdeuna o eficacitate suficienta a franarii. Din acest motiv, utilizarea
transmisiei hidraulice la automobile cu masa mai mare de 3500 kg necesita in mod
obligatoriu introducerea unui servomecanism. Utilizarea servomecanismului este necesara
si in cazul automobilelor cu masa totala mai redusa daca sunt prevazute cu frane cu disc.
In cazul transmisiei hidraulice, efortul de la pedala la frane se transmite printr-o
coloana de lichid, continuta in coonducte, care este practic incompresibil. Transmisia
hidraulica a dispozitivului de franare este compusa din urmatoarele elemente
78
principale(figura 3.23) : cilindrul principal 1, cilindrii de lucru 2 si conductele de legatura 3
si 4. elemental de comanda il constituie cilindrul principal 1, care este o pompa hidraulica
simpla, al carei piston se actioneaza printr-o tija, de catre pedala de frana 5. Lichidul sub
presiune se transmite prin conductele 3 si 4 catre franele din fata si din spate, actionand
prin intermediul pistonaselor cilindrilor de lucru 2, sabotii sau bacurile (placutele) pe care
se afla garniturile de frictiune. Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in
coloana de lichid, cilindrii de lucru sunt prevazuti cu supape speciale destinate acestui
scop. La apasarea pedelei de frana se transmite o presiune egala la toti cilindrii de lucru, iar
eforturile de actionare a franelor depend de diametrele pistoanelor.
Figura 3.23 Schema de principiu a dispozitivului de franare cu transmisie hidraulica
In figura 3.24 se prezinta schemele dispozitivului de franare cu transmisie
hidraulica in cazul folosirii unui singur circuit pentru ambele punti si in cazul a doua
circuite.
79
Figura 3.24 Schemele dispozitivului de franare cu transmisie hidraulica cu unul si cu doua circuite de franare
3.5.2 Sistem de franare hidraulic cu servomecanism vacuumatic
Transmisia hidraulica cu servomecanism vacuumatic se utilizeaza mai ales la
autoturismele de capacitate cilindrica medie si mare, precum si la unele autocamioane
usoare.
In figura 3.25 se prezinta cateva scheme de dispozitive de franare cu transmisie
hidraulica, cu servomecanism vacuumatic. Se deosebesc servomecanisme cu actionare
directa de la pedala(cand servomecanismul formeaza cu cilindru principal un ansamblu
comun, figura 3.25, b si c) si servomecanisme cu actionare indirecta, prin presiunea data de
cilindrul principal care este o constructie separate(figura 3.25 a si d). Din analiza solutiilor
prezentate rezulta ca servomecanismul poate actiona asupra ambelor circuite, cand acestea
nu sunt independente(figura 3.25 a si b), separate pe fiecare circuit(figura 3.25 c) sau numai
asupra circuitului franelor din fata (figura 3.25 d).
80
Figura 3.25 Tipuri de sisteme de actionare hidraulica, cu servomecanisme vacuumatice
In figura 3.26 se prezinta servomecanismul vacuumatic cu actionare indirecta, legat
fiind cu cilindrul principal prin racordul 15 si cu colectorul de admisiune al motorului prin
racordul 16. La apasarea pedalei de frana, lichidul din cilindrul principal intra in
servomecanism prin racordul 15, ajungand in cilindrul 3 prin orificiul din pistonul 2. Sub
presiunea lichidului, supapa de evacuare 4 se deschide, permitandu-i acestuia sa ajunga in
cilindrii de actionare de la roti, care nu sunt cu circuite independente. In acelasi timp, o
parte a lichidului ajunge in cilindrul pistonului 5 care este in legatura cu diafragma 6. La
deplasarea spre dreapta a pistonului 5, si, deci si a diafragmei 6, supapa de vid 14 se
inchide, iar supapa de aer 9 se dechide. In felul acesta aerul intra prin conducta
17(prevazuta la un capat cu un filtru) supapa 9 si conducta de egalizare 10 in camera de aer
11. Diferenta de presiune dintre camera de aer si camera vacuumatica 13 va deplasa
membrana 12 cu tija 19 spre dreapta, comprimand arcul 8. prin deplasarea tijei membranei,
orificiul din piston va fi astupat de bila 1 din capatul tijei. In felul acesta presiunea
lichidului din cilindrul 3, care este trimis spre cilindrii de lucru, se datoreaza, pe de o parte,
diferentelor de presiune dintre camerele 11 si 13 (ce actioneaza asupra membranei 12) si,
pe de alta parte , efortului conducatorului care actioneaza asupra pedalei cilindrului
principal. Presiunea din cavitatea 21 si camera 11, in anumite limite, este proportionala cu
efortul de la pedala si deci cu presiunea lichidului din cavitatea 22. In cazul in care pedala
de frana este deplasata partial(de exemplu 1/3 din cursa) si este oprita, atunci admisia
aerului in cavitatea 21 si camera 11 va continua pana la realizarea echilibrului intre forta
81
care actioneaza asupra partii din stanga a pistonului 5(determinata de efortul de la pedala)
si forta determinata de diferenta de presiune ce actioneaza asupra partii din dreapta a
diafragmei 6 si care depinde de cantitatea de aer din atmosfera ce a intrat in cavitatea 21. In
pozitia de echilibru, atat supapa 14, cat si supapa 9 sunt inchise, iar forta data de
servomecanism este constanta. Forta maxima data de servomecanism corespunde pozitiei
extreme din dreapta a pistonului 5, cand supapa 9 ramane tot timpul deschisaiar in cavitatea
21 si camera 11 presiunea va fie gala cu presiunea atmosferica. La eliberarea pedalei de
frana, presiunea din cilindrul principal descreste, iar arcul de readucere deplaseaza pistonul
5 spre stanga si deci si diafragma 6, permitand supapei de aer 9 sa se inchida sub actiunea
arcului 20. In acelasi timp se va deschide supapa de vid 14, iar camera 13 va comunica cu
camera 11(prin orificiile din partea de mijloc a diafragmei 6 si conducta 10), permitand
arcului 8 sa readuca membrane 12, cu tija 19 in pozitia initiala. Pistonul 2 sub actiunea
arcului 7, revine in pozitia initiala, iar lichidul se reantoarce in cilindrul 3 prin supapa de
retinere 18. La defectarea servomecanismului, franarea se realizeaza numai sub actiunea
presiunii lichidului trimis de cilindrul principal. Servomecanismul prezentat are avantajulca
se monteaza ca un agregat suplimentar in transmisia hidraulica obisnuita. Ca dezavantaje
mai importante ar fi complexitatea constructive si compactitatea insuficienta.
82
Figura 3.26 Servomecanismul vacuumatic cu actionare indirecta
In figura 3.27 se prezinta o sectiune prin ansamblul servomecanismului
vacuumatic-cilindru principal, utilizat la autoturime, prevazute cu 2 circuite de franare.
Acesta consta, in principiu, din cilindrul principal 1(in tandem) si dintr-o camera
vacuumatica, impartita de pistonul 37, in camera anterioara 18 si camera posterioara 34.
Depresiunea din colectorul de admisie al motorului se transmite servomecanismului prin
racordul 16. servomecanismul este de tipul cu actionare directa. Cand pedala de frana este
libera, camera anterioara 18 este in legatura cu camera posterioara 34, prin intermediul
canalului 19 din piston, spatiului din jurul corpului supapei 20 si canalul 33. rezulta ca in
cele doua camere exista aceeasi depresiune, iar pistonul 37 este mentinut de arcul 39 in
partea drepta a camerei vacuumatice. La actionarea pedalei de frana, tija 26 se deplaseaza
spre stanga si odata cu aceasta si corpul supapei 20, discul din cauciuc 35 si tija 17(care
actioneaza pistonul primar al pompei centrale). Deplasarea spre stanga a corpului supapei
20 face ca garniture 22, sub actiunea arcului 28, sa se deplaseze pana se aseaza pe scaunul
din corpul pistonului 37, izoland canalul 19 de canalul 33. prin deplasare in continuare,
corpul 20 se desprinde de garniture(oprita pe scaunul de piston) si permite arcului, care
patrunde prin filtrul 25, sa treaca pe langa tija 26 si canalul 33 in camera posterioara 34.
Datorita diferentei de presiune dintre cele doua camere, pistonul 37 se va deplasa spre
stanga, actionand prin intermediul discului 35 tija 17 si marind astfel fort ace se exercita pe
tija. Sub actiunea tijei, discul de cauciuc 35 se va extruda, patrunzand in orificiul corpului
20, pe care-l deplaseaza spre dreapta, pana la contactul cu garniture 22, iar depresiunea din
camera posterioarase reduce in functie la efortul la pedala. Daca efortul la pedala este mare,
discul 35 este readus la forma initiala, iar supapa 20 este complet deschisa si in camera
posterioara se stabileste presiunea atmosferica, cand servomecanismul dezvolta forta
maxima.
83
Figura 3.27 Constructia ansamblului servomecanism vacuumatic-cilindru principal
3.5.3 Analiza pompei centrale de frana
Cilindrul principal sau pompa centrala. Constructia cilindrului principal depinde
de numarul circuitelor de franare, de existenta si de tipul servomecanismului etc. Acesta
constituie elementul de comanda a dispozitivelor de franare cu transmisie hidraulica.
Cilindrul principal trebuie sa permita: intrarea rapida in actiune a dispozitivului de
franare; defranarea rapida; excluderea posibilitatilor de patrundere a aerului in circuitul
hidraulic si prevenirea pierderii lichidului.
Cilindrul principal destinat dispozitivului de franare cu un singur circuit(figura
3.28) se compune din doua parti principale: cilindrul propriu-zis 16 si rezervorul de lichid
14. Cilindrul comunica cu rezervorul prin orificiul principal(de alimentare) 12 si orificiul
84
de compensare 15. Diametrul orificiului principal este cu mult mai mare decat cel al
orificiului de compensare.
Dimensiunile rezervorului trebuie astfel alese incat, la franarea automobilului, la
urcarea sau coborarea unei pante, sa nu fie posibil ca orificiile 12 si 15 sa se deschida, in
urma variatiei nivelului lichidului din rezervor. Rezervorul este astupat cu busonul 1,
prevazut cu orificii de comunicare cu atmosfera si cu reflectorul 2, care nu permite
lichidului sa ajunga la aceste orificii.
Unele rezervoare sunt prevazute cu mijloace de avertizare a scaderii nivelului
lichidului sub o valoare prestabilita. Aceste constau, in principiu, din flotoare ghidate, a
caror tija actioneaza un microintrerupator electric in cazul cand flotoarele au coborat cu o
anumita distanta, ca urmare a scaderii nivelului lichidului.
In interiorul cilindrului principal se deplaseaza pistonul 9, prevazut cu orificiile 3,
avand garniture primara 8, asezata pe arcul lamellar 17, si garnitura secundara 18. La
capatul cilindrului se afla o supapa dubla, compusa din supapa de retinere 4 si supapa de
evacuare 5.
Supapa de retinere 4 este compusa dintr-un inel de cauciuc si un disc metallic, fiind
mentinuta pe scaun de catre arcul 7. Aceasta permite intoarcerea in cilindru a lichidului din
conducte, in timpul defranarii. Supapa de retinere asigura mentinerea unei suprapresiuni in
conducte de 0.5-1 daN/cm^2, suprapresiune care, pe de o parte, asigura raspunsul prompt al
dispozitivului de franare la actionarea pedalei, reducand cursa libera a acesteia, iar pe de
alta parte impiedica patrunderea aerului in circuitul hidraulic(chiar si in cazul unor
neetanseitati foarte mici cand se pierde lichid ce se completeaza din rezervor). Daca in
conducte apare o suprapresiune(datorita dilatarii termice a lichidului sau altei cauze),
supapa 4 este ridicata de pe scaun, permitant unei cantitati de lichid sa treaca spre rezervor,
prin cilindru si orificiul de compensare 15.
Supapa de evacuare 5 este montata intr-un orificiu al supapei de retinere. Este
mentinuta pe scaun de catre arcul 6. Rapiditatea intrarii in actiune a franei este asigurata, in
afara de alegerea corespunzatoare a sectiunilor de trecere, si de rigiditatea redusa a arcului
6, care permiterea supapei la cresterea presiunii cu 0.02-0.03 daN/cm^2. Daca in conducte
apare o scadere a presiunii datorita contrctiei lichidului(la scaderea temperaturii) sau a unor
85
pierderi de lichid, supapa de evacuare se deschide, permitand trecerea in conducte a
cantitatii necesare de lichid.
La franare, apasand pedala, tija 10 deplaseaza pistonul 9 spre dreapta si, dupa ce
garnitura 8 acopera orificiul de compensatie 15, presiunea lichidului din cilindru incepe sa
creasca, iar supapa de evacuare 5 se deschide si permite lichidului sa treaca in conducte
spre cilindrii de lucru, producand franarea rotilor. In timpul comprimarii lichidului,
garniture 8 realizeaza o etansare foarte buna datorita formei speciale pe care o are,
marginile sale fin apasate de lichid pe peretele cilindrului(figura 3.28, b) . Cu cat este mai
mare presiunea lichidului, cu atat etansarea garniturii este mai sigura. Presiunea lichidului
din instalatie, la franari obisnuite, ajunge la valori de 20-40 daN/cm^2 , iar la franari
intensive pana la 60-80 daN/cm^2; in unele cazuri poate depasi 100 daN/cm^2. La
defranare, pedala, pistonul cilindrului principal si sabotii revinin pozitia initiala, sub
actiunea arcurilor de readucere.
La eliberarea lenta a pedalei de frana, arcul 7 readuce pistonul 9 in pozitia initiala.
Depresiunea create in spatele pistonului 9, precum si actiunea arcurilor de readucere a
sabotilor asupra lichidului prin intermediul pistonaselor cilindrilor de lucru fac ca supapa
de retinere 4 sa se deschida, permitand revenirea lichidului in cilindrul principal. In cazul in
care pedala de frana se elibereaza brusc, in spatele pistonului 9 se creeaza o depresiune
mult mai mare datorita inertiei lichidului. Pentru a evita patrunderea aerului, lichidul din
jurul pistonului(cavitatea 11), completat cu lichid ce poate intra din rezervor prin orificiul
12, trece in cavitatea 13(din dreapta pistonului) prin orificiile 3 si pe langa garniture
8(figura 3.28, c). Pentru ca trecerea lichidului sa se poata face prin orificiile din piston,
garniture 8 este indoita de arcul lamellar 17. Lichidul revine in cavitatea 13 si in cilindrii de
lucru, prin supapa4 care este deschisa datorita presiunii mai mari din conducte. Dupa
deschiderea orificiului de compensare 15, surplusul de lichid trece in rezervor.
Prevenirea pierderilor de lichid din instalatie, respective realizarea unei etansari
corespunzatoare a cilindrilor de lucru, se obtine prin alegerea corespunzatoare a garnirutilor
si a arcului 7. Elasticitatea garniturilor cilindrilor de lucru si forta arcului 7 se aleg in asa
fel incat suprapresiunea lichidului din conducte, cand frana este in repaus, sa fie suficienta
pentru realizarea etansarii cilindrilor de lucru.
86
Figura 3.28 Constructia cilindrului principal al dispozitivului de franare cu un singur circuit
In figura 3.29 se prezinta functionarea unui alt tip de supapa dubla, compusa din
supapa de retinere 1 si supapa de evacuare 2.
In cazul franelor cu disc nu se mai poate mentine in conducte o anumita
suprapresiune, deoarece nu s-ar putea obtine defranarea completa(indepartarea garniturilor
de disc), rezultand o uzura mai rapida a garniturilor, incalzirea franelor si reducerea
performantelor autovehiculului. Datorita acestui fapt, in corpul supapei de evacuare se
prevede un orificiu calibrat prin care se realizeaza anularea completa a suprapresiunii din
conducte. La o franare brusca, prin acest orificiu trece o cantitate suplimentarade lichid
spre cilindrii de lucru.
Cilindrul principal se monteaza intr-o pozitie orizontala, cu o toleranta de +/- 5
grade, intr-o zona ferita de lovituri, temperature inalte, murdarie. In cazul in care pedala nu
este actionata, intre tija de actionare si fundul locasului corespunzator din piston trebuie
asigurat un joc de 0.5-2.5mm, caruia ii corespunde o anumita cursa libera a pedalei. Pentru
87
a nu depasi jocul prescris pedala are un limitator al cursei de revenire. Acest joc ofera
certitudinea ca orificiul de compensare este intotdeauna deschis cand pedala de frana este
libera. Pedala este prevazuta si cu un limitator pentru cursa active, care este corelata cu
volumul de lichid necesar a fi vehiculat. Tija pistonului cilindrului principal se va amplasa
in asa fel incat capatul ei fixat pe pedala, care se misca pe un arc de cerc(cu centrul in
punctul de articulatie al pedalei), sa aiba inclinarile simetrice in raport cu axa pistonului. In
felul acesta se evita lovirea tijei pe marginile locasului din piston si o incarcare laterala a
pistonului.
Figura 3.29 Functionarea supapei duble a cilindrului principal
In figura 3.30 se prezinta constructia cilindrului principal utilizat la autoturismele Dacia 1300, prevazute cu un singur circuit de franare.
Figura 3.30 Constructia cilindrului principal utilizat la autoturismele Dacia 1300 prevazute cu un singur circuit de franare
88
Reglarea cursei libere a pedalei de frana comporta operatiile: deblocarea
contrapiulitei 1(figura 3.31) ; rotirea tijei 2 pana ce la pedala de frana se realizeaza o cursa
libera de la 4-15 mm la autoturisme, care corespunde unui joc intre tija si fundul locasului
din pistonul 3 de 0.5-2.5 mm; se blocheaza din nou contrapiulita 1.
Daca cursa libera este prea mica, apare pericolul acoperirii orificiului de
compensare al cilindrului principal de catre pistonul acesteia. La o cursa libera prea mare se
poate reduce eficacitatea franei.
In cazul dispozitivelor de franare cu doua circuite independente se utilizeaza doi
cilindrii principali dispusi alaturi(jumelati) si actionati de catre o singura pedala de frana,
fie doi cilindri principali cu dispunere axiala(tandem), cuprinsi intr-un singur corp comun.
Cilindrii principali in tandem se folosesc pe o scara mult mai mare decat cei jumelati.
Figura 3.31 Reglarea cursei libere a pedalei de frana
In figura 3.32 se prezinta cilindrul principal in tandem, la care pistonul intermediari
2 deserveste, prin dispozitivul cu supape 5, circuitul I al franelor rotilor din fata, iar
pistonul primar 1 cu dispozitivul cu supape, amplasat intre pistoanele 1 si 2, deserveste
circuitul II al franelor rotilor din spate. Cele doua pistoane se deplaseaza in cilindrul 7,
turnat dintr-o bucata cu rezervorul de lichid, ce este impartit de peretele 6 in doua
compartimente, astfel incat fiecare circuit are rezerva separate de lichid. La actionarea
pistonului 1, dupa ce garniture 8 acopera orificiul de compensare A, presiunea din camera
89
D incepe sa creasca. Aceasta presiune se transmite asupra pistonului 2, care incepe sa se
deplaseze spre dreapta. Cand garnitura 9 inchide orificiul de compensare A’, presiunea
lichidului incepe sa creasca si in camera D’, fiind in continuare egala cu aceea a lichidului
din camera D. Daca in circuitul II apare o pierdere de lichid, atunci pistonul 1 se deplaseaza
spre dreapta, pana cand tijele 3 vin in contact(cazul prezentat in figura), iar pistonul 2 va
lucra normal. Daca pierderea de lichid a aparut in circuitul I, atunci la actionarea pedalei,
pistonul 2 se va deplasa spre dreapta, pana cand tija 4 ajunge la opritor. Pierderea lichidului
dintr-un circuit este sesizata de conducator printr-o cursa marita a pedalei de frana.
Figura 3.32 Cilindrul principal in “tandem”
In figura 3.33 este prezentat cilindrul principal cu doua trepte. Utilizarea unui
asemenea cilindru principal este conditionata de diferitele cerinte impuse transmisie
dispozitivului de franare in diferitele etape ale procesului de franare.
In prima etapa, cand sabotii se deplaseaza pana la realizarea contactului cu
tamburul, forta de actionare trebuie sa fie redusa, iar aceasta deplasare sa se faca cat mai
rapid. In acest caz este necesar un raport de transmitere mic pentru a grabi apropierea
sabotilor de tambur si pentru a micsora cursa pedalei de frana. Pentru etapa a doua, cand se
realizeaza franarea propriu-zisa(apasarea sabotilor pe tambur), este necesar un raport de
transmitere mare, pentru ca forta de apasare a sabotilor pe tambur sa fie suficienta.
Cilindrul principal are doua pistoane, 7 si 4, cu diametre diferite(pistonul 7 are diametrul
mai mare), legate rigid intre ele. In prima etapa a franarii, la deplasarea spre dreapta,
pistonul 7, la aceeasi cursa, evacueaza din cilindru un volum mai mare de lichid decat
pistonul 4. Datorita acestui fapt o parte din lichid trece din cavitatea 6 in cavitatea 2 prin
90
orificiile 3 din pistonul 4, deformand garniture acestuia. In acest caz, raportul de
transmitereeste determinat de suprafata corespunzatoare diferentei dintre diametrele
pistoanelor 7 si 4. Dupa ce sabotii vin in contact cu tamburul, forta rezistenta care se opune
deplasarii pistoanelor creste mult. In consecinta, sub actiunea presiunii ridicate a lichidului
se deschide supapa cu bila 5, iar presiunea lichidului din cavitatea 6 scade, deoarece
lichidul trece prin canalul oblic din pistonul 7 in spatele acestuia. In aceasta etapa, raportul
de transmitere se mareste, deoarece supapa pistonului 4 este mai mica.
Utilizarea cilindrului principal cu doua trepte permite sa se micsoreze cursa pedalei,
sa se mareasca rapotul de transmitere, fapt ce conduce, intr-o serie de cazuri, la evitarea
instalarii unui servomecanism. Ca o particularitate a cilindrului principal prezentat trebuie
subliniat faptul ca rezervorul de lichid este separate de cilindrul propriu-zis. Alimentarea cu
lichid a cilindrului se face prin racordul 8. In cazul in care rezervorul nu face corp comun
cu cilindrul, acesta se poate monta in locuri mai usor accesibile.
Figura 3.33 Cilindrul principal in trepte
3.5.4 Conducte de legatura utilizate la actionarea hidraulica
Conductele de legatura . Se deosebesc doua tipuri de conducte de legatura:
rigide si elastice. Acestea se dispun intre cilindrul principal si cilindrii de lucru pe
91
trasee indepartate de surse de caldura, protejate de lovituri sau frecari ce pot
produce uzura lor.
Conductele rigide sunt confectionate din otel, alama sau cupru. Cele mai
utilizate sunt conductele din otel (sunt usoare si rezistente) avind suprafata
interioara acoperita cu cupru iar suprafata exterioara cu o protectie antico roziva.
Conductele rigide trebuie sa reziste la o presiune de 150-200daN/cm 2. Se fixeaza pe
cadru cu cleme. Se recomanda evitarea indoirii acestora cu raze de curbura prea
mici.
Conductele elastice sau furtunurile de frana se utilizeaza la asam blarea cu
conductele rigide a elementelor dispozitivelor de franare care sunt dispuse pe partea
nesuspendata a autovehiculului. Sunt confectionate din cauciuc cu insertii textile,
avind la capete mansoane speciale, din otel pentru racordare. Conductele elastice ce
fac legatura cu franele rotilor de directie sunt protejate, in exterior, cu spirale de
sarma, iar lungimea lor se stabileste astfel incat, la bracajele maxime ale rotilor de
directie, sa nu fie tensionate. Conductele elastice de la transmisia hidraulica trebuie
sa reziste la o presiune de minimum 350 daN/cm 2. Se impun de asemenea
numeroase cerinte de calitate a materialului, deformatii etc. (v. STAS 7358-80)
3.5.5 Lichidul de frana
92
Lichidul de frana are rolul de a transfera presiunea de franare catre sistemul de
franare al rotii. Lichidele de frana actuale contin o serie de aditi speciali pentru lubrifiere si
protectie impotriva coroziunii, asigurand o durata prelungita de viata si o functionare sigura
a tuturor componentelor sistemului de franare.
Lichidul de frana este higroscopic, deci absoarbe apa din atmosfera. Continutul de
apa are o influenta puternica asupra punctului de evaporare. Astfel, o caracteristica
importanta este punctual de fierbere: punctual de fierbere la uscat se refera la lichidul de
frana nou, iar punctual de fierbere umed se refera la stadiul in care a fost deja captata o
anumita cantitate (specificata in norme) de apa, in procente de greutate.
In timpul franarii, lichidul de frana se incalzeste puternic in cilindrii rotilor si in
etriere, iar la aceste temperature situate peste punctual de fierbere se produc bule de gaz.
Astfel, presiunea de franare transferata scade si eficienta franarii coboara sub
limitele impuse, fiind un real pericol. Acest lucru poate de asemenea conduce la defectarea
completa a sistemului de franare.
Conform specificatiilor producatorului autoturismului, se recomanda inlocuirea
lichidului de frana annual sau cel mult odata la doi ani in cazul utilizarii unui lichid special.
In cadrul sistemelor de franare dotate cu aggregate hidraulice ABS, ESP presiunea
trebuie aplicata si evacuate foarte rapid. Pentru aceasta este necesara o vascozitate cat mai
redusa.
Conditiile impuse lichidelor de frana utilizate la dispozitivele de franare cu
transmisie hidraulica sunt: sa aiba o vascozitate mica, care sa nu varieze cu temperatura (in
intervalul de la -50°C pana la + 70°C) decat in limite restranse; sa aiba bune proprietati de
protectie, adica sa nu produca coroziunea pieselor metalice cu care vin in contact si sa nu
deterioreze proprietatile garniturilor de etansare; sa fie stabile la temperaturi inalte, sa nu
aiba tendinta de stratificare, sa nu formeze gume si sa-si pastreze proprietatile timp
indelungat ; sa aiba bune proprietati de ungere; sa aiba punctul de fierbere cat mai ridicat.
Pentru satisfacerea acestor cerinte, lichidele de frana sunt amestecuri formate dintr-
un solvent, putin vascos si relativ volatil, si o substanta onctuoasa. Ca solventi se
intrebuinteaza alcoolurile, acetona, eterul etc., iar ca substanta de ungere serveste uleiul de
ricin si, mai rar, glicerina. In cazurile cand piesele din cauciuc se confectioneaza dintr-un
93
cauciuc rezistent la ulei se admite intrebuintarea lichidelor de frana pe baza de uleiuri
minerale.
Din punct de vedere al compozitiei, lichidele de frana pot fi: solutii de ulei de ricin
(53%) in alcool etilic (47%) sau ulei de ricin (40%) in alcool butilic (60%); amestecuri de
alcool etilic (22,5%). apa (7,5%) si glicerina (70%); produse pe baza de uleiuri minerale
sau sintetice; combinatii pe baza de glicoli.
3.6 Sistemul de prevenire a blocarii rotilor autovehiculului (ABS)
ABS reprezinta prescurtarea termenului provenit din limba engleza Anti-lock
Braking Sistem si este un sistem pentru vehicule motorizate avand rolul de a evita blocarea
rotilor in timpul franarii.
Tehnologia ABS a fost de dezvoltata de catre compania germana Robert Bosch
GmbH, mai popular, cunoscuta sub numele de Bosch, inca din anii 1930, dar primele
automobile de serie care au folosit sistemul electronic Bosch au fost disponibile din anul
94
1978. Acest sistem a aparut pentru prima data pe Sedan-urile mari si pe camioanele
Mercedes-Benz. Intre timp, sistemul ABS a devenit unul uzual in industria automobilistica,
aproape toate gamele de autovehicule fabricate in prezent fiind echipate cu un astfel de
sistem.
Aceasta prezinta doua avantaje: permite soferului sa pastreze controlul directiei si
scurteaza distanta de franare.
Autovehiculele echipate cu sistem ABS isi conserva maniabilitatea si stabilitatea
directionala, chiar si in cazul unei franari violente. Sistemul ABS contribuie intr-o mare
masura la siguranta rutiera.
95
Un sistem ABS tipic este compus dintr-o unitate centrala electronica, patru
traductoare de viteza(unul pentru fiecare roata) si doua sau mai multe valve hidraulice pe
circuitul de franare. Unitatea electronica monitorizeaza constant viteza de rotatie a fiecarei
roti. Cand detecteaza ca una dintre roti se roteste mai incet decat celelalte(o conditie ce o va
aduce in starea de blocare), misca valvele pentru a scadea presiunea in circuitul de franare,
reducand forta de franare pe roata respectiva.
Pe suprafetele cu aderenta mare, uscate sau ude, majoritatea masinilor echipate cu
ABS obtin distante de franare mai bune (mai scurte) decat cele fara ABS. Un sofer cu
abilitati medii pe o masina fara ABS ar putea, printr-o franare cadentata, sa atinga
performantele unui sofer incepator pe o masina cu ABS. Totusi, pentru un numar
semnificativ de soferi, ABS imbunatateste distantele de franare in varii conditii. Tehnica
recomandata pentru soferi intr-o masina echipata cu ABS, intr-o situatie de urgenta, este sa
se apese pedala de frana pana la fund si sa se ocoleasca eventualele obstacole. In asemenea
situatii, ABS va reduce semnificativ sansele unui derapaj si pierderea controlului, mai ales
cu masinile grele.
Pe zapada si macadam, ABS-ul mareste distantele de franare. Pe aceste suprafete,
rotile blocate s-ar adanci si ar opri automobilul mai repede, dar ABS-ul previne acest lucru.
Unele modele de ABS reduc acest efect marind timpul de ciclare, lasand astfel rotile sa se
blocheze in mod repetat, pentru perioade scurte de timp. Avantajul ABS-ului pe aceste
suprafete este imbunatatirea controlului masinii, si nu franarea, desi pierderea controlului
pe astfel de suprafete ramane totusi posibila.
96
Odata activat, ABS-ul va face ca pedala sa pulseze. Unii soferi, simtind acest efect,
reduc apasarea pe pedala si astfel maresc distanta de franare. Aceasta contribuie la marirea
numarului de accidente. Din acest motiv unii constructori au implementat sisteme de
asistenta la franare ce mentin forta de franare in situatii de urgenta.
Echipamentul ABS poate fi folosit si pentru a implementa controlul tractiunii la
accelerarea unui autovehicul. Daca, la accelerare, pneul pierde aderenta solului, ABS-ul
poate detecta situatia si poate aplica franele pentru a reduce accelerarea pentru recapatarea
aderentei.
In timpul franarii de urgenta, sistemul ABS trebuie sa satisfaca urmatoarele cerinte:
- trebuie sa se adapteze foarte rapid la conditiile de aderenta aleatoare;
- dirijabilitate- prin acesta se intelege ca se impiedica blocarea rotilor din fata;
- deceleratie maxima- se intelege utilizarea maxima a aderentei;
- stabilitate directionala-se intelege ca se impiedica blocarea rotilor spate, prin
reglarea presiunii de franare spate;
- gestionarea cuplului de forte diferite care apare in timpul franarii pe o sosea cu
aderenta diferita la roti;
- sa puna la dispozitie informatie in legatura cu viteza.
Tinand seama de evolutia industriei constructoare de autovehicule s-a adoptat un
sistem ABS ca echipare pentru sistemul de franare al autoturismului din tema de proiect.
97
3.7 Definitivarea solutiei tehnice a sistemului de franare propus pentru proiectare
Tinand seama de analiza de mai sus, a tipurilor de sisteme de franare ce echipeaza
autovehiculele actuale si de analiza solutiilor constructive (de echipare) a modelelor
similare, cat si evolutia industriei constructoare de autovehicule, s-a hotarat ca sistemul de
franare ce urmeaza a fi proiectat va fi unul cu discuri de tip deschis, compus din:
- pentru rotile puntii fata – discuri ventilate,pentru a reduce temperatura la nivelul
discurilor; etriere flotante; placute de frane;
- pentru rotile puntii spate- discuri normale, etriere flotante, placute de frana.
La acest sistem se mai adauga si un servomecanism vacuumatic, pentru a amplifica
forta aplicata de catre conducatorul auto, astfel reducandu-se considerabil forta necesara
pentru apasarea pedalei de frana.
Pentru a creste eficienta franarii si siguranta circulatiei rutiere acestui sistem de
franare i s-a atasat si un sistem ABS, impiedicand astfel blocarea rotilor in timpul franarilor
puternice (ca optiune de echipare- datorita costului destul de ridicat).
98
CAPITOLUL 4Proiectarea generala a sistemului de franare pentru autovehiculul de proiectat
4.1 Determinarea fortelor si momentelor de franare la punti
Una dintre masurile de securitate activa prin constructie o constituie
dimensionarea corecta a dispozitivului de franare din punctul de vedere al
momentului realizat de frana principala (de serviciu).
La stabilirea momentelor de franare la puntile automobilului se porneste fie de
la premisa ca rotile ambelor punti ajung simultan la limita de blocare, la o valoare
dorita a coeficientului de aderenta, fie de la conditia ca auto mobilul sa realizeze o
anumita deceleratie maxima, impusa in tema de proiectare (prevazuta in normative).
In cazul in care se porneste de la conditia ca valoarea momentului san u
depaseasca limita permisa de aderenta, rezulta pentru momentul de franare total al
automobilului relatia:
rafff rGMMM ⋅⋅=+= ϕ21 ,
iar pentru momentele de franare ale puntilor 1fM si 2fM ,
rrff rZrFM ⋅⋅=⋅= 111 ϕ ,
rrff rZrFM ⋅⋅=⋅= 222 ϕ ,
in care: ϕ - coeficient de aderenta al drumului;
rr - razele de rulare ale rotilor.
Raza de rulare a fost calculata cu relatia(luand in calcul valorile caracteristice
pneului):
⋅+⋅⋅= 65.0195
2
4.251596.0rr = 304.6 mm.
In cazul dispozitivelor de franare uzuale una dintre problemele impor tante este
99
aceea a alegerii corespunzatoare a raportului dintre momentele de franare, respectiv
fortele de franare, ce revin puntilor.
Din figura 4.1, a rezulta pentru reactiunile normale dinamice la punti,
neglijind efectele aerodinamice, cuplurile de inertie ale rotilor si rezistenta la rulare,
relatiile:
( )( ) LhFaGZ
LhFbGZ
gia
gia
/
/
2
1
⋅−⋅=
⋅+⋅=
Considerind ca franarea are loc pana la limita de aderenta (
210 fffai FFFGF +==⋅= ϕ ), iar repartitia statica a greutatii automobilului pe punti
este GaG ⋅= 11 α si aGG ⋅= 22 α , rezulta pentru reactiunile normale dinamice:
=1Z χϕα ⋅⋅+⋅ aGGa 01 ;
⋅= 21 αZ χϕ ⋅⋅− aa GG 0 .
unde s-au folosit notatiile: Lhg /=χ , Lb /1 =α , La /2 =α .
Figura 4.1 Fortele care actioneaza asupra automobilului la franare
Inaltimea hg a centrului de masa la diferite categorii de automobile variaza
intre limitele: autoturisme incarcate, 0,55-0,80 m; autoturisme neincarcate, 0,50-
100
0,75 m.
Cunoscind reactiunile normale pe punti, fortele de franare la limita de
blocare se determina cu relatiile :
101 ZF f ⋅= ϕ [daN] si
202 ZF f ⋅= ϕ [daN].
Tinand seama de relatiile de mai sus si inlocuind valorile variabilelor ce
intervin in relatii( 7.00 =ϕ , 7.0=ϕ , 6.304=rr mm, 587=gh mm, L=2615 mm,
1655=aG daN, a=1165 mm, b =1450 mm, ) s-au obtinut urmatoarele:
=1Z 1178 daN, =2Z 477.26 daN,
=1fF 824.4 daN, =2fF 334 daN,
=1fM 2511 daNmm, =2fM 1017 daNmm.
Rezulta
=fM 3528 daNmm.
Raportul dintre fortele de franare la punti pentru care la 0ϕ are loc franarea
ideala se calculeaza cu relatia:
( ) ( )χϕαχϕαλ ⋅−⋅+== 020121 // ff FF = 2.46 .
In unele cazuri, repartitia fortelor de frinare pe puntile automobilului se
exprima cu ajutorul coeficientului de repartitie 21 / ff FF=ν Legatura dintre λ si ν va
fi data de relatia:
( )λλν += 1/ .
Uneori se folosesc coeficientii 1ν si 2ν pentru a exprima repartitia fortelor
de franare ff FF ⋅= 11 ν si ff FF ⋅= 22 ν , iar legatura dintre λ , 1ν si 2ν va fi data de
relatiile:
( )λλν += 1/1 = 0.712 si
101
( )λν += 1/12 = 0.288 .
Raportul λ se determina pentru coeficientii 1α , 2α si χ considerand auto -
mobilul cu sarcina utila completa. Pentru coeficientul de aderenta 0ϕ se recomanda
0ϕ = 0,4 ... 0,5 (limita superioara pentru autoturisme).
Figura 4.2 Variatia raportului ideal al fortelor de franare pe punti
In figura 4.2 se prezinta variatia raportului ideal al fortelor de franare pe punti
in functie de coeficientul de aderenta ϕ .. . Din analiza figurii rezulta ca pentru un
anumit raport constant al fortelor de franare are loc franarea ideala doar pentru o
singura valoare a coeficientului de aderenta, la care se obtine deceleratia maxima
si spatiul minim de franare. Din curbele pre zentate mai rezulta ca abaterea maxima
a spatiului de franare de la valoarea minima, respectiv a deceleratiei de la
valoarea maxima se intalneste la auto camioane. Aceasta este una dintre cauzele
care explica de ce spatiul de fra nare al autocamioanelor este intotdeauna mai mare
decat al autoturismelor.
Alegerea corespunzatoare a raportului fortelor de franare pe punti in cazul
dispozitivului uzual cu raport constant are in vedere obtinerea unui randament cat
mai bun al franarii si evitarea, pe cat posibil, ca sa se blocheze intai rotile din
spate. In cazul in care rotile din spate se blocheaza, autovehiculul isi pierde
stabilitatea. Chiar daca se blocheaza rotile ambelor punti, este foarte important ca
rotile din fata sa se blocheze primele, pentru ca autovehiculul sa aiba stabilitate.
Cu toate ca prin blocarea rotilor din fata directia nu mai poate fi comandata,
aceasta situatie este mai avantajoasa decat pierderea stabilitatii. Tinand seama de
102
acest lucru, pentru zone mari ale coeficientului de aderenta, dreapta D trebuie sa
fie situata deasupra parabolei ideale de franare. Valoarea 0ϕ = 0,4 ... 0,5
considerata ca acceptabila nu satisface conditia mentionata.
In cazul autoturismelor, repartitia fortelor de franare se alege in general prin
raportul 21 / ff FF = 1,3 ... 1,6, ceea ce este o distributie suficient de buna atat pentru
drumurile alunecoase, cat si pentru drumurile uscate. Pentru raportul constant 1λ
= 1,6 , caruia ii corespunde punctul P (v. fig. 4.1. b) are loc franarea ideala doar
pentru 0ϕ = 0,5. In cazul deplasarii pe drumurile care au 0ϕϕ < la franare,
primele se vor bloca rotile puntii din fata, ceea ce determina o stabilitate mai buna
a automobilului pe drumurile alunecoase, iar pe drumurile uscate ( ϕ >0,5) se
asigura usor limita admisibila de franare admf γγ = , fara pierderea stabilitatii
automobilului.
Sunt unele autoturisme la care fortele de franare ce revin celor doua punti
sunt aproximativ egale ( 21 ff FF = ). La o asemenea distributie a fortelor de franare
se mareste spatiul de franare la franarea intensiva pe un drum uscat (ϕ =O,6 ... 0;7)
si scade stabilitatea daca franarea are loc pe un drum alune cos ( ϕ =0,2 ... 0,4), in
schimb uzura franelor rotilor anterioare si posterioare este aproximativ aceeasi.
De asemenea, pentru determinarea coeficientului de repartitie ν se poate
folosi urmatoarea relatie empirica :
17.0/ += Lbν
Trebuie mentionat ca raportul fortelor de franare se modifica destul de mult,
o data cu incalzirea franelor.
103
Figura 4.3 Valorile admise pentru coeficientii de utilizare a aderentei in cazul autoturismelor
Conform Comisiei Economice pentru Europa a O.N.U. si STAS11960-84,
deceleratia relativa la franare la toate ti purile de autovehicule trebuie sa satisfaca
relatia:
( )2.085.01.0 −⋅+= ϕrd = 0.525 , pentru 0.2 8.0≤≤ ϕ .
In afara conditiei de eficacitate a franelor, autovehiculele trebuie sa satisfaca
si conditii de stabilitate la franare:
Pentru mentinerea stabilitatii la franare s-au introdus, pe scara internationala
diagrame privind repartizarea for telor de franare pe punti.
In figura 4.3 se prezinta valorile ad mise pentru coeficientii de utilizare a
aderentei 1f si 2f conform normativelor elaborate de CE si de STAS 11960-84
pentru autoturisme.
Coeficientii de utilizare a aderentei pentru puntea din fata si spate 1f si 2f se
definesc cu relatiile:
111 / ZFf f= si
222 / ZFf f= .
Daca se tine seama de expresiile reactiunilor normale la frinare, rezulta
( ) rga
f
dLhGG
Ff
⋅⋅+=
/1
11 = 0.741
104
( ) rga
f
dLhGG
Ff
⋅⋅−=
/1
22 = 0.462
In cazul in care se aproximeaza fifi XF = rezulta 11 ff =ξ si 22 ff =ξ
(coeficientii de utilizare a aderentei sunt egali cu fortele tangentiale specifice de
frinare).
In cazul autoturismelor se impune pentru coeficientii de utilizare a aderentei
conditia:
1f si 2f 85.0
07.0+≤ rd
, pentru 0.15 80.0≤≤ rd .
De asemenea la autoturisme trebuie ca 1f > 2f , respectiv 1fξ > 2fξ (adica
puntea din fata se blocheaza inaintea puntii din spate) pentru 0.15 80.0≤≤ rd .
Totusi in gama de valori ale lui dr cuprinsa intre 0,3 si 0,45 se admite o inversare a
curbelor coeficientilor de utilizare a aderentei ( 1f < 2f ) cu conditia ca pentru
puntea din spate aceasta curba sa nu depaseasca cu mai mult de 0,05 dreapta f= rd
(v. figura 4.3).
4.2 Calculul mecanismului de franare
4.2.1 Calculul franei cu disc
Momentul de franare. In figura 4.4 se prezinta schema de calcul pentru
determinarea momentului de franare. Forta nominala pe elementul de arie dA= θρρ dd ⋅⋅
este dApdN ⋅= , iar forta de frecare dNdF f ⋅= µ . Momentul fortei de frecare elementare
in raport cu centrul O va fi ff dFdM ⋅= ρ , iar momentul total de frecare(respective
momentul de franare) pentru fn perechi de suprafete de frecare, in cazul distributiei
uniforme a presiunii, se determina cu relatia:
( ) ( ) ( ) fmieieff nrNrrrrnNM ⋅⋅⋅=−−⋅⋅⋅⋅= µµ 2233 /3/2 , (4.1)
in care s-a notat ( ) ( ) ( )22333/2 ieiem rrrrr −⋅−⋅= .
105
Figura 4.4 Schema
de calcul pentru
frana cu disc de tip
deschis
In
practica, pentru
calculul razei
medii si
utilizeaza o relatie mai simpla : 2/)( iem rrr += . Eroarea de calcul ce rezulta prin folosirea
acestei relatii 1-4 %.
Pentru constructiile uzuale de frane cu disc de tip deschis se recomanda
9.06.0/ −=ei rr si 2 °−°= 5045α . Am ales raporutul 78.0/ =ei rr pentru discurile
rotilor puntii fata, respectiv 88.0/ =ei rr pentru discurile rotilor puntii spate, tinand seama
de valorile de la modelele similare, iar 2 °= 45α . Rezulta, =mr 125 mm pentru discurile
rotilor puntii fata, respectiv =mr 112.5 mm pentru discurile rotilor puntii spate .
Forta normala N se determina cu relatia 4.1,inlocuind valoarea momentului de
franare calculat la subpunctul 4.1.
fmf nrMN ⋅⋅= µ/ (4.2)
unde: µ = 0.25…0.3 (s-a ales µ =0.3 ) este coeficientul de frecare, 2=fn perechi
suprafete de frecare.
Din calcul au rezultat urmatoarele valori ale fortei nominale:
-pentru discurile rotilor puntii fata: N= 1674 daN;
-pentru discurile rotilor puntii spate: N=754 daN.
In figura 4.5 sunt prezentate fortele care actioneaza asupra garniturilor de frictiune
pentru tipurile caracteristice de frane cu disc de tip deschis.
In cazul franei fara efect servo (figura 4.5,a), din conditia de echilibru a garniturii
de frictiune(proiectia fortelor dupa axa cilindrului), rezulta:
0' =⋅⋅−− NNS µµ , (4.3)
106
( )'1 µµ ⋅+= NS , (4.4)
unde µ reprezinta coeficientul de frecare dintre disc si garnitura( 3.0...25.0≈µ ), iar µ ’-
coeficientul de frecare dintre bac(placa suport a garniturii) si corpul cilindrului de
actionare( µ ’ 1.0...05.0≈ ). In continuare, pentru calcul s-a ales 3.0=µ si 1.0' =µ
Figura 4.5 Fortele care actioneaza asupra garniturilor de frictiune la frana cu disc de tip deschis
In urma calculului au rezultat urmatoarele valori ale lui S:
-pentru discurile rotilor puntii fata: S= 1724 daN;
-pentru discurile rotilor puntii spate: S= 776 daN
La frana cu efect servo din figura 4.5, b ecuatiile de proiectii a fortelor ce ationeaza
asupra garniturii de frictiune sunt:
0sincos ''' =⋅+⋅⋅−− ββµ NNNS , (4.5)
0sincos ''' =⋅⋅−⋅−⋅ βµβµ NNN (4.6)
( )βµβµ sincos/ '' ⋅+⋅= NN , (4.7)
rezulta forta: ( )ββµ sincos'' −⋅⋅+= NNS . (4.8)
Efectuand calculele de mai sus au rezultat urmatoarele valori ale lui N si S:
-pentru discurile rotilor puntii fata: 'N =548.2 daN; S=1447 daN;
-pentru discurile rotilor puntii spate: 'N =246.8 daN; S=641.6 daN.
107
Coeficientul de eficacitate. La franele cu disc, pentru o dimensiune data de janta,
raza exterioara a discului er este aproximativ egala cu raza unui tambur. Datorita acestui
fapt, coeficientul de eficacitate la franelor cu disc este definit de relatia:
( )ef rSME ⋅= / . (4.9)
Particularizand relatia 4.9 pentru frana cu disc fara efect servo, la care
'µµ ⋅⋅+= NNS ,
rezulta:
( ) ( ) efmefm rnrrNnrNE '' 1/1/ µµµµµµ ⋅+⋅⋅=⋅+⋅⋅⋅= (4.10)
Notand ε=em rr / =0.78 si considerand fn =2, realtia (4.10) devine:
( )'1/2 µµεµ ⋅+⋅⋅=E . (4.11)
In cazul franei cu disc cu efect servo din figura 4.5, b , inlocuind pe S din relatia
(4.8) in expresia coeficintului de eficacitate, rezulta:
( )[ ]ββµµ sincos/ '' −⋅⋅+⋅⋅⋅= NNnrNE fm . (4.12)
Pentru calculul au fost luate in seama urmatoarele valori ale variabilelor:
3.0=µ ; 'µ =0.1; β = °30 ; mr =125 mm pentru discurile rotilor puntii fata, respectiv
112.5 mm pentru discurile rotilor puntii spate;
Inlocuind in relatiile de mai sus s-au obtinut urmatoarele valori ale coeficientului de
eficacitate:
-pentru discurile rotii puntii fata(in cazul franei fara efect servo/cu efect servo):
E=0.52 /E=0.524;
-pentru discurile rotilor puntii spate(in cazul franei fara efect servo/cu efect servo):
E= 0.62/E=0.625.
4.4.2 Verificarea discului la solicitari mecanice
Verificarea solicitarilor mecanice ale franelor se apreciaza cu ajutorul unor
parametric, dintre care cei mai utilizati sunt: presiunea pe suprafata garniturilor de
frictiune, lucrul mecanic specific de frecare, puterea specifica si incarcarea specifica.
108
Presiunea pe suprafata garniturilor de frictiune. Durabilitatea garniturilor de
frictiune se apreciaza cu ajutorul presiunii dintre garnitura si disc.
La franele cu disc se admite ca presiunea pe disc este uniforma si se considera o
presiune medie care se calculeaza cu relatia:
( )[ ]22/ iemed rrNp −⋅= α , (4.13)
in care 2α = °45 este semiunghiul la centru al garniturii de frictiune.
Presiunea medie admisibila este 70≤medp daN/ 2cm .
Efectuand calculul de mai sus s-au obtinut urmatoarele valori:
- pentru discurile rotilor puntii fata(N=1674daN, mmrmmr ie 100,140 == ):
8.22=medp 2/ cmdaN ;
- pentru discurile rotilor puntii spate(N=754daN, mmrmmr ie 100,125 == ):
6.21=medp 2/ cmdaN .
Lucrul mechanic specific de frecare. Durabilitatea garniturilor de frictiune se
apreciaza si cu ajutorul lucrului mecanic specific de frecare dat de relatia:
ALL fs Σ= / , (4.14)
in care fL este lucrul mecanic al fortelor de franare, iar AΣ este suprafata garniturilor de
frictiune de la toate franele.
Lucrul mecanic al fortelor de franare se determina din conditia ca, in timpul
franarii, variatia energiei cinetice sa fie egala cu lucrul mecanic de franare, rezultand:
( ) ( ) 2/26/1 VgGL af ⋅⋅= , (4.15)
unde V este viteza autovehiculului la inceputul franarii, in km/h.
Daca se inlocuieste fL in relatia (4.14), rezulta relatia de calcul pentru sL :
( ) ( ) ( )AVgGL as Σ⋅⋅= //26/1 2 [ 2/ cmmdaN ⋅ ], (4.16)
=ΣA 21 AA + [ 2cm ], unde 2,1A = ( ) 422 ⋅−⋅ ie rrα . In cazul puntii fata er =140 mm, ir =100
mm; iar in cazul puntii spate er =125 mm, ir = 100 mm. In urma calculului s-a obtinut
valoarile: =1A 11780 2mm si =2A 5534 2mm ,rezultand =ΣA 17310 2mm .
Mai departe s-au facut inlocuiri in relatiile de mai sus, pentru doua viteze:
109
-pentru V= 30 km/h: =sL 5.3 [ 2/ cmmdaN ⋅ ];
-pentru V= 180 km/h: =sL 12.1 [ 2/ cmmdaN ⋅ ].
In tabelul 4.2 sunt date limitele in care variaza lucrul mecanic specific de frecare la
franare in functie de viteza de la care incepe franarea pana la oprire.
Tabelul 4.2 Lucrul mecanic specific de frecare la franarea autoturismelor
Viteza V la care incepe franarea
pana la oprire, km/h
Lucrul mechanic specific de frecare
Ls,daNm/cm^2
Autoturisme 30 5-10
Vmax 40-150
Puterea specifica de franare. Puterea de franare necesara la franarea unui
autovehicul de masa gGm aa /= de la viteza maxv [m/s] pana la oprire, cu deceleratia
maxima maxfa , 8...6=fa [ 2/ sm ] este data de relatia:
( ) maxmax/ vagGP fa ⋅⋅= , (4.17)
iar puterea specifica:
( )AgaGvAPP fas Σ⋅⋅⋅=Σ= // maxmax . (4.18)
Se recomanda ca verificarea sa se faca separate pentru fiecare punte, avand in
vedere distributia fortei de franare pe punti exprimata prin coeficientii 1ν si 2ν , cu relatiile:
maxmax1
11 vaAg
GP f
as ⋅⋅
⋅⋅=ν ; (4.19)
maxmax2
22 vaAg
GP f
as ⋅⋅
⋅⋅=ν , (4.20)
in care 1A si 2A reprezinta suprafetele garniturilor de frictiune ale franelor puntii din fata,
respectiv spate; 1ν =0.712 si 2ν =0.288 ; daNGa 1655= ; 7max =fa .
110
Puterea specifica admisibila depinde de tipul autovehiculului si de tipul franei,
astfel, pentru franele cu disc de automobile 95.0...75.02,1 ≤sP kW/c 2m .
Efectuand calculul de mai sus se obtin urmatoarele rezultate:
- pentru puntea fata: =1sP 0.595 [ 2/ cmkW ];
- pentru puntea spate: =2sP 0.512 [ 2/ cmkW ].
Analizand rezultatele se constata ca se indeplineste conditia de admisibilitate.
Incarcarea specifica a garniturii de frictiune. In unele cazuri, pentru aprecierea
solicitarilor garniturilor de frictiune, in loc de puterea specifica, se utilizeaza incarcarea
specifica definita de relatia:
( )AgGq as Σ⋅= / [daN/ 2cm ]. (4.21)
Pentru franele cu disc 0.10...5.3≤sq 2/ cmdaN (la proiectare se recomanda
8≤sq ) [daN/c 2m ].
In continuare s-au inlocuit variabilele in relatia de mai sus, obtinandu-se rezultatul:
=sq 9.7 [ daN/c 2m ]. Se observa ca se respecta conditia de admisibilitate.
4.4.3 Verificarea franelor la solicitari termice
Calculul termic al franelor se efectueaza pentru urmatoarele regimuri de franare:
franarea intensiva izolata; franarea indelungata; franari repetate, efectuate la intervale de
timp regulate si egale ca intensitate.
Calculul termic al franelor la franarea intensiva. In cazul unei franari intensive,
izolate, de scurta durata se neglijeaza schimbul de caldura cu exteriorul, considerandu-se ca
intreaga cantitate de caldura care se degaja contribuie la ridicarea temperaturii franei
propriu-zise. Datorita conductibilitatii termice foarte reduse a garniturilor de frictiune,
aproape intreaga cantitate de caldura este preluata de disc.
Bilantul termic la franarea intensiva de la viteza V pana la oprirea autovehiculului
este dat de relatia:
τξ ∆⋅⋅⋅⋅=⋅⋅⋅ fda ncG
V
g
G
427
1
6.32
12
2
, (4.22)
111
unde: ξ este un coeficient ce reprezinta fractiunea din caldura produsa si preluata de disc(
99=ξ %); dG este greutatea discului; c este caldura masica; aG =1655 daN este greutatea
autovehiculului; fn este numarul rotilor franate; τ∆ este cresterea de temperatura a
discului.
Din relatia de mai sus, rezulta cresterea de temperatura a discului la o franare
intensiva, izolata, de la viteza V pana la oprire:
( )dfa GncVG ⋅⋅⋅⋅⋅=∆ ξτ 108500/2 [ C° ]. (4.23)
In cazul in care diferenta de regim termic al franelor rotilor din fata si din spate este
mare, determinarea cresterii de temperatura τ∆ trebuie sa se faca separate pentru franele
din fata si din spate, distribuind energia totalape punti in acelasi raport ca distributia
fortelor de franare.
Se recomanda ca la o franarea intensiva de la 30 km/h, pana la oprirea
autovehiculului, cresterea de temperatura τ∆ sa nu depaseasca 15 C° .
Din tabelul 4.3 s-a ales caldura maxima : c = 503,0461,0
12,011,0
÷÷
⋅⋅Ckgkj
Ckgkcal0
0
/
/, in
functie de tipul materialului din care este confectionat discul(otel). Astfel c=0.238
⋅⋅Ckgkj
Ckgkcal0
0
/
/.
In continuare s-a determinat greutatea unui disc in functie de solutia constructiva,
de diametrul discului si de densitatea materialului. Analizand sistemele de franare ce
echipeaza modelele similare s-a constat ca exista o diferenta de grosime intre discurile
rotilor de pe puntea fata(discuri ventilate), comparativ cu cele de la rotile de pe puntea
spate, in sensul ca ,primele, au o grosime mai mare decat cele din urma.
Conform modelelor similare s-au adoptat urmatoarele grosimi pentru cele doua
tipuri de discuri:
=dfvg 28 mm, =dfvg grosimea discului ventilat de la rotile de pe puntea fata;
=dsg 20 mm, =dsg grosimea discului de la rotile de pe puntea spate.
Volumele discurilor de frana au fost calculate cu urmatoarele relatii:
112
4/)( 2dfvefdfv gdV ⋅⋅= π [ 3m ], (4.24)
4/)( 2dsesds gdV ⋅⋅= π [ 3m ]. (4.25)
Facand inlocuirile in relatiile de mai sus ( mmdmmd esef 250,280 == ) rezulta
urmatoarele valori:
=dfvV 0.000745 [ 3m ],
=dsV 0.000353 [ 3m ].
Pentru a calcula masa discului de frana, s-a ales din tabelul 4.3 =ρ 7780 [ 3/ mkg ].
Relatia de calcul a masei discului este:
dd Vm ⋅= ρ [kg]. (4.26)
In continuare s-au calculat, atat masa discului fata, cat si masa discului spate:
=dfm 5.796 [kg];
=dsm 2.746 [kg].
Obtinand masele celor patru discuri putem calcula greutatea acestora cu urmatoarea
relatie:
gmG dd ⋅= [N]. (4.27)
Prin inlocuire rezulta urmatoarele valori:
=fvG 56.859 [N];
=sG 26.938 [N].
Inlocuind in relatia de calcul a cresterii de temperatura τ∆ s-au obtinut urmatoarele
valori pentru discurile fata ventilate, respective spate normale:
=∆ fvτ 5.12 C° ;
=∆ sτ 10.81 C° .
Calculul termic al franelor in cazul franarii indelungate. La franarile
indelungate se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior.
Bilantul termic corespunzator unui interval de tip dt este dat de relatia:
21 dQdQdQ += , (4.28)
113
unde: dQ este cantitatea de caldura elementara rezultata la franare; 1dQ este cantitatea de
caldura elementara cedata mediului exterior; 2dQ este cantitatea de caldura elementara
consumata la incalzirea discului.
Daca se inlocuiesc cantitatile elementare de caldura dQ , 1dQ , 2dQ , bilantul
termic devine:
ττα dGcdtAdtAq drd ⋅⋅+⋅⋅⋅=⋅⋅ , (4.29)
in care: dq este densitatea fluxului de caldura la franarea indelungata la inceputul franarii;
A este suprafata garniturii de frictiune; α este coeficientul de schimb de caldura dintre disc
si aer; rA este suprafata de racire a discului; τ este temperatura relativa a discului in raport
cu mediul inconjurator; c este caldura masica a materialului din care este confectionat
discul; dG este greutatea discului; τd este cresterea de temperatura.
Dupa integrarea relatiei de mai sus si punand conditia initiala ca la t=0 si τ =0,
rezulta timpul necesar pentru ca temperatura discului sa ajunga la o valoare dinainte
stabilita:
ταα ⋅⋅−⋅⋅
⋅⋅⋅
=rd
d
r
d
AAq
Aq
A
Gct ln [s]. (4.30)
Densitatea fluxului de caldura este data de relatia:
4276.3fa
d
aV
Ag
Gq ⋅⋅
Σ⋅= scmkcal ⋅2/ , (4.31)
in care fa =7 este deceleratia la franare. Inlocuind in relatie s-au obtinut urmatoarele valori
ale densitatii fluxului de caldura pentru discurile fata, respectiv spate:
=dfq 196 [ scmkcal ⋅2/ ];
=dsq 416 [ scmkcal ⋅2/ ].
In cazul franarii indelungate, temperatura maxima a discului se poate calcula cu
relatia aproximativa:
tf
d
a
V
c
q
απρχτ
⋅⋅⋅⋅
⋅⋅
⋅≈ 1
6.35.56max , (4.32)
unde : χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si disc( χ =1
daca se considera garniturile ca fiind izolatoare, χ =0.5 daca materialele celor doua
114
elemente sunt identice); r este densitatea materialului discului; tα )/( ρλ ⋅= c este
difuzivitatea termica in [ sm /2 ]; λ conductivitate termica in [ CmW °⋅/ ]; 7max =fa .
In urma calculului difuzivitatii termice( tα =0.00018[ sm /2 ]) si inlocuirea acesteia
in relatia de calcul a temperaturii maxime a discului s-a obtinut urmatoarea valoare:
-pentru discurile rotilor de pe puntea fata: =fmaxτ 333.2 [ C° ];
-pentru discurile rotilor de pe puntea spate: =smaxτ 707.4 [ C° ].
Calculul termic al franelor in cazul franarilor repetate.
La franarile repetate, cand numarul acestora este mare, se stabileste un echilibru
intre caldura degajata si caldura evacuata, ajungandu-se la temperatura de saturatie a
discului, data de relatia :
0
0
tbs ⋅∆+= τττ [oC] (4.33)
Unde: 0τ = temperatura mediului ambiant;s-a ales =0τ 20 C°
τ∆ = cresterea de temperatura datorita franarii;
b= coeficient ce caracterizeaza conditiile de racire a franelor;
to= intervalul dintre franari;
b= 0.001...0.004 [s-1], valorile superioare corespund unor frane cu ventilatie mai buna,
astfel incat se alege bfv= 0.004 [s-1] ( pentru puntea fata )si respectiv bs= 0.003 [s-1] ( pentru
puntea spate).
S-au ales urmatoarele valori:
st
C
Co
o
60
20
1,5
0
0
===∆
ττ
Inlocuind in relatia se obtine :
C
Co
ss
sf
4.139
58.104
=
°=
τ
τ
Se observa ca Cos 300<τ , care este temperatura admisibila.
115
La verificarea termica, temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca valorile
care pot modifica proprietatile garniturilor de frictiune sau ale discului. Se recomanda ca
temperatura limita sa nu depaseasca 300 C° pentru cazul in care conditiile de incercare
corespund cu cele prevazute Regulamentul C.E.E. a O.N.U.
Functionarea franelor in mod corespunzator depinde si de utilizarea unor materiale
adecvate pentru constuctia acestora. In tabelul 4.3 sunt prezentate principalele
caracteristici, utilizate in calculele termice, ale unor materiale folosite in constructia
franelor.
Regimul termic prezinta o mare importanta pentru functionarea franelor in bune
conditii. Reducerea regimului termic al franelor, in afara masurilor enumerate, se mai
obtine prin:
- corelarea judicioasa a diametrului exterior al discului si diametrul interior al
jantei rotii;
- marirea suprafetei de racire;
- realizarea unor canale radiale in discurile franelor puternic solicitate termic(la
rotirea discului se creaza o ventilatie a interiorului acestuia, contribuind la
degajarea caldurii in mediul ambiant);
- prin racirea fortata a franelor.
Tabelul 4.3 Principalele caracteristici ale materialelor folosite la constructia franelor
Mate-rialul
Densitateaρ[kg/m3]
Rezistenta la rupere rσ[daN/mm2]
Conductivitatea termica λ
⋅
⋅⋅CmW
Chkgkcal0
0
/
/
Caldura masicac
⋅⋅Ckgkj
Ckgkcal0
0
/
/
Dilatarea termica liniara
α310[ ]Cmm o⋅/
Temperatura maxima de functionare
LaC020
LaC0300
Timp scurt
Timp indel.
Fonta cenusie
72507200 ÷ 22 202814
2412
÷÷
63,0545,0
15,013,0
÷÷
9.0-10.0 700 400
otel 78507750 ÷5040 ÷
( C0500 )209 ÷ 2,525,22
4522
÷÷
503,0461,0
12,011,0
÷÷
10.0-14.0 800 500
4.3 Determinarea fortei de franare pentru imobilizarea autovehiculului
La dimensionarea franei de stationare se porneste de la conditia ca forta de
116
franare sa fie capabila sa mentina imobilizat automobilul pe panta maxima pe care
acesta o poate urca sau pe o panta egala cu aceasta la coborare.
Forta de franare necesara pnF la mentinerea imobilizata a automobilului pe o
panta avand unghiul de inclinare α este data de relatia:
αsin⋅≥ apn GF . (4.34 ) In cazul in care frana de stationare este dispusa pe transmisie, momentul
necesar a fi realizat de aceasta este dat de relatia:
0/ irFM npnfn ⋅= (4.35)
in care 0i este raportul de transmitere al angrenajului principal.
In cazul in care frana de stationare actioneaza asupra tuturor rotilor
automobilului (iar repartizarea fortelor de franare pe punti este proportionala cu
sarcinile normale) , valoarea maxima a fortei de franare admisa de aderenta va fi:
αϕ cosmax ⋅⋅= ap GF . (4.36)
Daca sunt franate numai rotile puntii din spate, iar automobilul coboara
panta (caz mai defavorabil decat la urcare),atunci:
( ) ( )ααϕϕ sincos/2max ⋅−⋅⋅⋅=⋅= gap haLGZF , (4.37)
unde: 7,587,1165,1655 ==== ϕmmhmmadaNG ga .
Din conditia ca maxppn FF = rezulta valoarea pantei maxime limα pe care
automobilul mai poate fi inca mentinut imobilizat:
- in cazul in care sunt franate toate rotile, tg limα = ϕ ;
- in cazul cand sunt franate numai rotile posterioare, tg limα = ( )ghLa ⋅+⋅ ϕϕ / .
Inlocuind in relatia de mai sus(in cazul cel mai defavorabil, adica, cazul al doilea) se obtine valoarea pantei maxime limita pe care automobilul poate fi mentinut imobilizat:
=limα °36.16 .
In continuare, s-a inlocuit valoarea lui limα in relatia de calcul a lui pnF si s-a obtinut:
pnF =420.64 [ daN].
Inlocuind in relatia lui maxpF a rezultat urmatoarea valoare:
maxpF = 1120.456 [ daN].
117
In figura 4.6 se prezinta valoarea pantei maxime pe care automobilul poate
fi mentinut imobilizat cu frana de stationare. Dupa cum rezulta din figura,
autoturismele pot fi men tinute imobilizate pe o panta nu prea mare. In cazul
automobilelor cu capacitate mare de trecere de tipul 4x4, la care distributia
sarcinii pe punti este asemanatoare cu cu cea de la autoturisme, frana de stationare
actioneaza asupra tuturor rotilor.
Figura 4.6 Valoarea pantei limα pe care automobilul poate fi mentinut imobilizat cu frana de
stationare
4.4 Alegerea tipului franei propriu-zise si a transmisiei dispozitivului de
franare
In prezent, la automobile, ca frane de serviciu se utilizeaza frane cu tambur si
doi saboti interiori (articulati sau flotanti), frane cu disc de tip deschis (la
autoturisme si unele autocamioane si autobuze usoare) si, mai rar, frane cu disc de
tip inchis.
Alegerea tipului franei de serviciu se face in functie de tipul automobilului si
de caracteristicile functionale si de eficacitate ale diferitelor tipuri de frane. In
tabelul 4.4 se prezinta unele recomandari cu caracter orientativ pentru alegerea
principalelor caracteristici ale dispozitivelor de franare ce corespund cel mai bine
diferitelor tipuri automobile. De asemenea, mai sunt necesare urmatoarele
recomandari: in cazul autoturismelor mijlocii si mari, daca nu se poate utiliza o
transmisie cu servomecanism se va evita folosirea franelor cu disc; se va prefera
118
solutia "duo-servo", solutiei "uni-servo"; la automobilele prevazute a fi echipate cu
dispozitive de reglare a fortei de franare in functie de sarcina se va evita utilizarea
franelor servo.
Pentru franele de stationare se utilizeaza la automobile, ca frane pe transmisie,
franele cu tambur si banda exterioara, franele cu disc de tip deschis sau franele cu
tambur si saboti interiori. La autoturisme pentru frana de stationare se utilizeaza in
general, franele de serviciu ale rotilor din spate, actionate independent printr-o
transmisie mecanica.
Alegerea transmisiei pentru frana de serviciu se face conform recomandarilor din
tabelul 4.4, in functie de categoria automobilului. In cazul automobilelor aflate in
zonele de trecere de la o categorie la alta, la alegerea tipului de trans misie se va tine
seama de cost, tipizarea fabricatiei etc. In cazul in care nu exista recomandari
speciale se vor prefera schemele cu mai multe circuite si mai multe conducte,
datorita fiabilitatii sporite.
Transmisia franelor de stationare in cazul autoturismelor; autocamioanelor si
autobuzelor mici si mijlocii este de mecanic,datorita simplitatii constructive si fiabilitatii
ridicate. Trebuie mentionat insa ca transmisia mecanica ,nu poate realiza, cu eforturile si
cursele uzuale, perfomantele impuse franelor de stationare ale autobuzelor si
autocamioanelor cu masa mare. Datorita acestui fapt transmisia franei de stationare, mai
ales daca aceasta are si rolul de frana de siguranta, se prevede cu un servomecanism
sau se adopta de tipul pneumatic.
Deoarece reglarea jocului dintre suprafetele de frecare este mai dificila in cazul
unei frane de stationare pe transmisie, se va prefera, ori de cate ori este posibil, frana de
stationare pe rotile motoare.
4.5 Calculul transmisiei hidraulice
Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau
bacurilor in cazul franelor cu disc.
Diametrul cilindrului de lucru (de actionare) cd se determina, dupa ce, in
prealabil, a fost adoptata presiunea lichidului p, cu relatia:
119
( )pSd c ⋅⋅= π/4 , (4.38)
unde: S este forta de apasare a placutelor de frictiune;
p este presiunea lichidului(se admite 80...50max =p [daN/ 2cm ], la calcule
p= 35…45 [daN/ 2cm ].
Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata, cu atat cerintele impuse conductelor
de legatura sunt mai severe, dar in schimb elementele componente ale ale dispozitivului de
franare vor fi mai compacte.
In continuare, inlocuind in relatia de calcul a diametrului de lucru, valoarea
adoptata a lui p = 40 [daN/ 2cm ] si valorea fortei de apasare a placutelor de frictiune
S =1674 daN, s-a obtinut:
cd = 73 mm.
Forta la pedala pF , care realizeaza cu ajutorul cilindrului principal presiunea p din
circuitul hidraulic, se determina cu relatia:
( )hhpp iiSF η⋅⋅= / , (4.39)
unde: pi este raportul de transmitere al pedalei(uzual pi = 3.5…6); ( ) 2/ pch ddi = este
raportul de transmitere hidraulic; pd este diametrul cilindrului principal; hη este
randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru(pentru calcul
hη = 0.90…0.95).
S-a adoptat valoarea diametrului cilindrului principal pd =18 mm si inlocuidu-se in
relatia de calcul a raportului de transmitere hidraulic s-a obtinut: hi = 4 . Mai departe, s-a
adoptat valoarea randamentului transmisiei hidraulice, hη = 0.95 si valoarea raportului de
transmitere a pedalei, pi = 6. Inlocuindu-se in relatia de calcul a fortei la pedala s-a obtinut:
pF = 73.4 daN.
Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50…75 daN in cazul
autoturismelor, in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul
conducatorului. Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5…10 % din
120
numarul total al franarilor, forta maxima la pedala se admite cu mult mai mare decat in
cazul ambreiajelor.
Tabel 4.4 Caracteristici constructive ale dispozitivelor de franare pentru diferite tipuri de automobile
* Simboluri utilizate: D-duplex; DD- duo-duplex; Se- servo; Si- simplex.
Tipul
automobilului
Masa
totala, kg
Diametrul
jantei, toli
Tipul si dimensiunile franelor
Tipul
transmisie
Fata SpateTipul * Diame-
trul
mm
Latimea
Garniturii,
mm
Tipul Diametrul
mm
Latimea
Garniturii
mmAutoturisme si
variantele lor
utilitare
830 - 3000 13-15 Cu
tambur
D, Se
250-330 40-60 Cu
tambur
Si sau
Se
250-330 40-60 Hidraulica,
hidraulica cu
servomeca-
nismCu disc 250-330 -Cu disc 250-330 - Cu disc 250-330 -
Autocamioane
si autobuze de
capacitate
mica
< 3500 14-16 Cu
tambur
D, Se
300-350 50-70 Cu
tambur
Si sau
Se
300-350 50-70 Hidraulica,
hidraulica cu
servomeca-
nismAutocamioane
si autobuze de
capacitate
medie
3500 -
9000
16-20 Cu
tambur
D, Si
sau Se
350-420 70-100 Cu
tambur
DD, Si
350-420 100-120 Hidraulica
Autocamioane
si autobuze de
capacitate
mare
9000 -
16000
20-35 Cu
tambur
Si
420-500 120-140 Cu
tambur
Si
420-500 120-160 pneumatica
121
CAPITOLUL 5
Diagnosticarea sistemului de franare al autovehiculului
5.1 Modificarea starii tehnice a sistemului de franare si stabilirea parametrilor de
diagnosticare
5.1.1 Modificarea starii tehnice a sistemului de franare
Simptomatica defectiunilor produse la instalatia de franare este diferita in functie de organul care
o determina si se concretizeaza prin felul cum se produce franarea, astfel:
— frana nu este eficienta, este „slaba" sau nu actioneaza mecanismele de franare;
— frana functioneaza cu frecare, desi pedala de frana este in repaus;
— la franare, automobilul se deplaseaza intr-o parte;
— pe timpul deplasarii se blocheaza una sau toate rotile;
— franarea se intrerupe (trepideaza) si automobilul smuceste; franarea este insotita de zgomote.
O buna parte din defectiuni sunt comune pentru toate tipurile de instalatii (cu comanda hidraulica
sau pneumatica). De aceea, in cuprinsul acestui subcapitol se vor trata in primul rand defectiunile
asemanatoare, apoi cele particulare fiecarui sistem de comanda.
5.1.1.1 Frana nu este eficienta, este slaba sau nu functioneaza
Defectiunea se poate constata cu usurinta prin verificarea practica a franei dupa plecarea de pe
loc (in primii 10—20 m). De altfel aceasta verificare este indicat sa se faca intotdeuna inainte de
plecarea in cursa. Pana este efectul unor defectiuni multiple care se refera la :
- reglajul incorect al franelor,
- la deteriorarea, uzarea sau desfacerea unor organe,
- la pierderile de lichid sau de aer, in cazul instalatiilor hidraulice si, respectiv,
pneumatice.
122
Reglarea incorecta a franelor poate insemna:
- cursa libera a pedalei prea mare;
- joc marit intre saboti si tambur,
- slabirea piulitelor de reglare sau a arcurilor, la franele cu reglare automata (la franele cu
discuri);
- strangerea excesiva a piulitelor de reglare, care impiedica apropierea sabotilor de tambur;
- prinderea si reglarea incorecta a sabotilor la buloanele de pivotare.
Defectiunile se pot inlatura si pe drum, prin reglarea cursei libere a pedalei (fig. 5.1) si a jocului
intre saboti si tambur; in mod similar se poate efectua reglarea piulitelor la franele cu reglare
automata.
La reglarea cursei libere, de exemplu la autoturismul DACIA 1300, se va proceda astfel: dupa
deblocarea contrapiulitei 1 din capul tijei impingatoare 2, se roteste tija 2 pina ce la pedala de frana
se realizeaza un joc de 5 mm, care corespunde unui joc intre capul tijei si capul pistonului 3 al ci-
lindrului principal de 0,5 mm; se blocheaza contrapiulita 2, apoi se verifica din nou cursa pedalei
de frana (5 mm).
Figura 5.1 Reglarea cursei libere a pedalei de frana
Garniturile de ferodou ori placutele de la discuri uzate se constata prin faptul ca la apasarea
pedalei nu se mai realizeaza franarea automobilului.
123
Remedierea: pe parcurs se poate executa o remediere provizorie prin micsorarea jocului intre
sabot si tambur (daca aceasta mai este posibila), in caz contrar defectul poate fi remediat numai la
statia de intretinere, prin inlocuirea garniturilor de ferodou.
In ceea ce priveste franele disc, cea mai frecventa interventie este inlocuirea placutelor uzate,
operatiune ce trebuie efectuata in momentul cand grosimea totala a placutelor (inclusiv suportul
metalic pe care este lipit materialul antifrictiune) a ajuns sub 6 mm (5,5 mm la DACIA 1100 si 6 mm
la DACIA 1300). Nu se va admite folosirea unor placute de fabricatie diferita sau schimbarea numai
la o singura roata (schimbarea lor se va face odata la ambele roti ale aceleiasi punti).
Operatiunea de schimbare a placutelor este indicata a se efectua la statia de intretinere.
Tamburele uzate, subtiate si cu santuri constituie defectiuni cu urmari similare cu cele ale
garniturilor uzate sau ale sabotilor centrati gresit. Remedierea: nu se poate efectua decat la statia de
intretinere prin inlocuirea tamburului. Deplasarea mai departe se face numai dupa ce se regleaza
distanta dintre sabot si tambur, si cu o viteza relativ mica.
In cazul sabotilor uzati, gresit centrati, deformati sau montati invers remedierea se face numai la
statia de intretinere.
Deteriorarea sau uzarea garniturilor pistoanelor de la pompa centrala de frana sau de la
cilindrul mecanismului de franare poate avea loc si datorita folosirii unui lichid necorespunzator sau
in care a patruns benzina, petrol sau uleiuri minerale. Ca urmare, la apasarea pedalei de frana,
lichidul in loc sa fie trimis spre cilindrii rotilor sau sa impinga pistonasele cilindrului de la roata,
scapa pe linga garnituri, astfel ca frinarea nu se mai realizeaza.
Remedierea: nu se poate face decit la statia de intretinere prin demontarea cilindrilor sau a
pompei centrale, prin curatirea asperitatilor aflate in cilindri si prin inlocuirea garniturilor, prin
spalarea instalatiei si prin introducerea unui lichid de frina nou.
Aerul sau vaporii in conducte ori pierderile de lichid din instalatii se datoreaza:
- lipsei de lichid din instalatie;
- folosirii exagerate si indelungate a franelor, din care cauza, datorita incalzirii, alcoolul etilic sau
metilic se evapora si formeaza dopuri;
- desfacerii, fisurarii sau deteriorarii racordurilor, garniturilor cilindrilor sau conductelor
metalice.
124
Remedierea: unele defectiuni se pot inlatura pe parcurs prin completarea lichidului si prin
evacuarea aerului sau a vaporilor din conducte. In cazul in care racordurile sau conductele sunt
fisurate sau deteriorate, remedierea se face la prima statie de intretinere.
Pentru inlaturarea aerului din instalatie se incepe, de regula, cu roata cea mai departata de pompa
centrala de frana.
Evacuarea aerului se face cu aparate speciale; in lipsa lor se va procea astfel:
— se desface dopul rezervorului pompei centrale de frana (rezervorul de compensatie) si se
umple cu lichid (nivelul normal al acestuia nu trebuie fie mai jos de orificiul de umplere);
— la cilindrul de frana de la roata cu care incepe evacuarea aerului se introduce in locul
surubului-dop stutul unui furtun de cauciuc lung de 350- 400 mm, al carui capat se pune intr-un vas
de sticla cu capacitatea de 0.5 l, plin pana la jumatate cu lichid de frana; se desface ventilul (supapa)
de evacuare a aerului cu 1/2—3/4 rotatii si se apasa repede pedala de frana, dupa care se lasa sa
revina lent; in acest timp vasul de lichid se ridica la o inaltime mai mare decat cea a ventilului de
evacuare; operatia se repeta de cateva ori, pana cand se constata ca in vas nu mai apar bule de aer;
— se apasa pedala de frana la refuz si se monteaza la loc surubul dop al cilindrului de frana de la
roata verificata, dupa care se continua scoaterea aerului la celelalte roti, in mod asemanator, fara a
permite ca in rezervorul pompei centrale lichidul sa scada sub nivel (la nevoie se completeaza).
Inlaturarea vaporilor de alcool formati se face prin racirea instalatiei mecanismului de franare,
dupa care se verifica nivelul lichidului de frana in rezervorul pompei centrale si, la nevoie, se adauga
lichid. Daca nu se realizeaza franarea corespunzatoare, se procedeaza ca la evacuarea aerului din
instalatie. Pierderile de lichid pot fi inlaturate pe parcurs doar partial, intrucat ele se datoreaza
deteriorarii unor organe care nu pot fi inlocuite decat la statia de intretinere. In primul rand se cauta
locul unde se produce scurgerea de lichid, prin observarea tuturor rotilor sau a cilindrului principal in
timp ce o alta persoana apasa pe pedala de frana (cu conditia ca in rezervorul pompei centrale sa se
gaseasca lichid).
5.1.1.2 Frana functioneaza cu frecare, desi pedala de frana este in repaus
125
Cauzele acestei defectiuni sunt:
- reglajul incorect al sabotilor, astfel ca garniturile freaca cu toata suprafata sau partial pe
tambur;
- arcurile de readucere rupte sau slabite;
- articulatiile sabotilor foarte dure;
- pistoanele cilindrilor de franare de la roti sunt acoperite de gome, ceea ce face ca, la
impingerea sabotilor, pistoanele sa ramina intr-o situatie de blocare;
- orificiul de compensare de la cilindrul principal este infundat, nepermitand lichidului sa
revina in rezervor astfel ca sabotii vor continua sa stea impinsi spre tambur;
- lichidul este necorespunzator, se scurge greu;
- pedala este incorect montata sau reglata;
- supapa de siguranta dereglata, racorduri slabite.
Remedierea: unele defectiuni se pot inlatura partial pe traseu (reglarea distantei intre saboti si
tambure, verificarea si reglarea pedalei).
5.1.1.3 La franare, automobilul se deplaseaza intr-o parte
Fenomenul se datoreaza, in general, dereglarii mecanismului de franare, precum si unor
defectiuni ale instalatiei de franare, cum ar fi:
- montarea unor garnituri necorespunzatoare sau diferite;
- folosirea unor arcuri de readucere a sabotilor prea rigide la una dintre rotile din fata;
- existenta unor tambure excentrice;
- infundarea, deformarea sau fisurarea racordului flexibil al conductei, intepenirea unui
piston al unui cilindru de frana, scurgerea de lichid de la o roata;
- patrunderea unsorii sau a petrolului la garniturile de ferodou ale unei roti (defectiune care
se poate remedia si prin spalarea garniturii cu benzina);
- spargerea membranei sau intepenirea pistonului cilindrului de franare al unei roti;
- presiunea in anvelope diferita (remediata prin verificarea si prin aducerea aerului din
anvelope la presiunea corespunzatoare).
Remedierea: majoritatea acestor defectiuni sint remediate la statia de intretinere.
126
5.1.1.4 Blocarea rotilor
Pana poate aparea la una sau la toate rotile pe timpul deplasarii sau dupa efectuarea franarii, chiar
dupa ce conducatorul auto a eliberat pedala de frana. Ea este urmata de imposibilitatea pornirii
automobilului de pe loc, de uzura si spargerea anvelopei rotii blocate sau de incalzirea excesiva a
rotii si este determinata de urmatoarele cauze:
- intepenirea sau griparea pistonului cilindrului uneia sau mai multor roti;
- ovalizarea tamburelor de frana;
- infundarea racordului flexibil;
- deteriorarea sau slabirea arcului sabotilor de frana.
Intepenirea sau griparea pistonului cilindrului uneia sau mai multor roti, care se produce
dupa eliberarea pedalei, cind arcul de readucere a sabotilor nu ii mai poate indeparta de tambure.
Defectiunea se descopera prin atingerea tamburelor, care vor fi incalzite.
Ovalizarea tamburelor de frana este o defectiune cauzata de functionarea indelungata fara
reglarea jocului intre saboti si tambur, de fabricarea acestora dintr-un material necorespunzator sau
de prelucrarea incorecta. Defectiunea se constata prin aceea ca, la apasarea usoara a pedalei de frana,
sabotii se deplaseaza in sus si in jos, iar la apasarea brusca roata sau rotile se blocheaza.
Infundarea racordului flexibil se datoreaza deformarii stratului de cauciuc de la interior, ceea
ce face ca lichidul impins prin apasarea pedalei de frana sa nu mai poata fi trimis inapoi sub actiunea
arcului de readucere. In aceasta situatie roata respectiva ramane blocata.
Deteriorarea sau slabirea arcului sabotilor de frana face ca sabotii sa nu se mai indeparteze
de tambur dupa franare, ceea ce antreneaza blocarea rotii si incalzirea tamburului. Un fenomen
similar se produce si cand axul camei de indepartare a sabotilor este gripat.
5.1.1.5 Franarea se intrerupe (trepideaza) si automobilul smuceste
Pana face incomoda calatoria si se datoreaza faptului ca garniturile de ferodou sunt unse, sunt
prea lungi sau prea dure, iar capetele lor nu au fost pilite. Efecte asemanatoare se produc si din
urmatoarele cauze:
127
- fixarea necorespunzatoare a garniturilor de ferodou pe saboti, dereglarea sabotilor la
articulatiile de pivotare (jocuri mari) sau ovalizarea tamburelor;
- existenta unor jocuri mari la rulmentii rotilor sau la arborii planetari;
- strangerea excesiva si inegala a piulitelor rotilor;
- jocul excesiv al arcurilor suspensiei;
- deformarea arborilor planetari, lovirea sau deformarea tamburelor.
Remedierea: toate aceste defectiuni se elimina numai la atelier; continuarea deplasarii se face cu
atentie, folosind mai mult frina de motor.
5.1.1.6 Franarea este insotita de zgomote
Desi se realizeaza franarea automobilului, totusi zgomotele care o insotesc deranjeaza pe
calatori, micsorand confortul. De obicei zgomotele sunt asemanatoare unor „scartaituri" ascutite si
puternice, uneori fiind intovarasite de vibratii.
Pana este efectul mai multor cauze, printre care se enumera:
- uzura excesiva a garniturilor de ferodou;
- patrunderea unsorii amestecate cu praf, uscarea acesteia si lustruirea suprafetei garniturilor;
- folosirea unor tambure cu pereti de grosimi diferite sau ovalizarea acestora;
- slabirea arcului de readucere a sabotilor de frana;
- utilizarea unei garnituri de frictiune dintr-un material mai dur,care formeaza un praf fin la
frecarea cu suprafata tamburului,praf care nu poate fi evacuat;
- intrebuintarea unor discuri de frana prea elastice sau insuficient stranse in suruburile de
fixare;
- negresarea articulatiilor;
- fisurarea discului de frana sau deteriorarea acestuia;
- existenta unei presiuni insuficiente la frana datorita utilizarii unui lichid prea vascos.
5.1.2 Metode de diagnosticare a sistemului de franare
128
In prezent sunt folosite o multitudine de moduri de diagnosticare care ofera grade diferite de
acuratete. In continuare se vor preyenta principalele avantaje ale urmatoarelor moduri de
diagnosticare: testul pe drum, inspectie vizuala, standul cu placi si standul cu rulouri.
5.1.2.1 Testul pe drum
Testul pe drum este cea mai raspandita metoda pentru a verifica starea sistemului de
franare. In timpul diagnosticarii tehnicianul conduce autovehiculul, apasa pedala de frana si vede
rezultatul. Acest test poate fi efectuat pe drumurile publice sau in curtea unui atelier de reparatii.
Testul pe drum, desi este cel mai raspandit test pentru frana este unul dintre cele mai imprecise
teste si se bazeaza pe experienta conducatorului si pe aprecierile acestuia.
Pentru a imbunatati rezultatele testului, cele mai sofisticate teste pe drum sunt
efectuate pe suprafete masurate, pe drumuri nefolosite. Recomandarile constructorilor spun ca aceste
teste sa se efectueze la o viteza de aproximativ 30 km/h. Conducatorul observa comportamentul
autovehiculului: vobratii, zgomote si va masura distanta de franare.
Avantajele acestei metode de diagnosticare:
- fiind un test dinamic tehnicianul observa exact ce se intampla cu autovehiculul;
- daca este masurata distanta de franare se pot interpreta exact rezultatele;
- nu implica costurile unui service auto.
Dezavantajele testului pe drum sunt:
- se bazeaza mult pe aprecierea, experienta si indemanarea conducatorului;
- viteza, forta la pedala, momentul franarii variaza de la o incercare la alta;
- diagnosticarea pe drum depinde foarte mult de conditiile de drum si vreme.
5.1.2.2 Inspectia vizuala
129
Este cea mai comuna metoda de verificare a sistemului de franare, efectuandu-se rapid
si constand in verificarea tuturor rotilor.
Avantaje:
- tehnicianul observa si monitorizeaza sistemul de franare, aceasta metoda fiind singura in care
se poate observa grosimea sabotilor si a placutelor. Chiar si in cazul vehiculelor cu indicatori
de uzura, o inspectie vizuala reprezinta o metoda sigura de verificare a sistemului de franare;
- in timpul inspectiei vizuale, tehnicianul poate observa defecte ale tamburului, placutelor de
frana, scurgeri de lichid de frana(datorita unor ruperi sau deteriorari ale furtunelor si
conductelor de frana);
- tehnicianul poate compara uzura stanga- dreapta, fata –spate.
Inspectia vizuala este adesea asociata cu testul de drum, ceea ce permite tehnicianului
sa examineze actualul sistem de franare in functie de indicatorii de uzura.
Dezavantaje:
- in afara de masurarea indicatorilor de uzura, rezultatele inspectiei vizuale sunt adesea
subiective; daca nu se stabilesc standarde pentru acesti indicatori este dificil a stabili o uzura
acceptabila;
- nu se poate realiza verificarea functionarii sistemului de franare in cadrul inspectiei vizuale,
de aceea sistemul de verificare vizuala este insotit de cele mai multe ori de un test rapid de
drum.
5.1.2.3 Standul cu placi
130
Standul de diagnosticare cu placi este fomat din 2 sau 4 placi din otel echipate cu
senzori de forta, montate in podeaua atelierului, avand atasat o unitate electronica pentru
procesarea datelor. de obicei, standul este prevazut si cu un senzor pentru a inregistra forta la
pedala. In timpul testarii un tehnician conduce autovehiculul cu o viteza cuprinsa intre 8 – 12
km/h(viteza recomandata de constructor) si apoi actioneaza frana. Senzorii de forta furnizeaza
informatii cu privire la forta de franare, catre calculator. Acesta interpreteaza informatiile si le
expune pe monitor. Unele sisteme pot inregistra grafice individuale in legatura cu fortele de
franare pentru fiecare roata. Aceste grafice sunt interpretate, furnizand informatii cu privire la
performantele de franare. De asemenea standul dispune si de o inprimanta ce are menirea de a
furniza informatia scrisa.
Astfel, utilizand un calculator si un sistem cu placi se poate simula mersul pe drum
observand dezechillibrul fortelor de franare la roti.
Avantaje:
131
- principalul avantaj al acestui mod de diagnosticare este acela ca poate oferi rezultate exacte si
imediate asupra fortelor de franare fata-spate si laterale. Graficele indica operatorului cum se
comporta fiecare roata in timpul franarii, astfel acesta putand sa identifice mai usor problemele;
- prin aceasta metoda de diagnosticare tehnicianul poate testa dezechilibrul, eficacitatea,
decelerarea in mai putin de 30 de secunde, facandu-l astfel cel mai eficient sistem de
diagnosticare disponibil.
Dezavantaje:
- simuland conditiile de drum in interiorul atelierului, tester-ul cu platouri ofera cele mai rapide
si concludente rezultate cat si cele mai reale date cu privire la dezechilibru; totusi nu exista
substitut pentru inspectia vizuala un pot fi detectate scurgeri de lichid de frana, uzura
garniturilor sau nivelul lichidului de frana; de asemenea alte defecte ocazionale cum ar fi
ovalitatea discurilor, tamburului sau ineficacitatea sistemului de franare in urma supraincalzirii
vor trebui testate cu ajutorul altor sisteme de diagnosticare, nu cu acest stand.
5.1.2.4 Standul cu rulouri
Cunoscut si sub numele de tester dinamic, standul cu role este un dispozitiv foarte
folosit in atelierele de diagnosticare. Acesta este format din doua role comandate de motoare
132
electrice in podeaua atelierului. Sistemul testeaza forta de franare a fiecarei axe de incarcare in
parte.
Sunt si standuri cu patri role, fiind capabile sa testeze axele fata-spate simultan. De
obicei ruloul din fata este fix, iar cel din spate este mobil pentru a putea si reglat in functie de
ampatamentul autovehiculului.
In timpul testarii,vehiculul este asezat pe rulouri la o viteaza de 3-6 km/h(viteza
recomandata de constructor),rotile autovehiculului sunt invartite cu ajutorul standului, se
actioneaza frana, iar standul cu rulouri masoara forta de franare pentru fiecare roata.
Rezultatele sunt afisate pe un monitor ce echipeaza standul de franare. Unele standuri, ofera
grafice care furnizeaza informatii despre forta de franare pentru fiecare roata in functie de timp
si forta de apasare la pedala.
Pe acest tip de stand se poate testa si frana de stationare.
Avantaje:
- furnizeaza informatii precise in urma masuratorilor;
- tehnicianul poate mentine constanta forta de apasare a pedalei de frana atata timp cat este
necesar pentru a verifica sistemul de franare;
- aceasta metoda faciliteaza depistarea problemelor ce tin de ovalitatea discurilor;
- avand in vedere faptul ca sistemul de franare se incalzeste este posibil sa se identifice si
probleme legate de eficacitate si supraincalzire.
Dezavantaje:
- principalul dezavantaj il constituie imposibilitatea de a tine cont de incarcarea pe axe; in
consecinta nu poate masura dezechilibrul real fata-spate;
- sistemul nu poate verifica cu acuratete performantele tuturo componentelor active in timpul
procesului de franare;
- deoarece testarea se realizeaza la viteze mici nu se pot diagnostica sistemele auxiliare ale
sistemului de franare(exemplu: ABS);
- nu pot fi testate autovehiculele cu tractiune integrala;
- deoarece sistemul este incastrat in podea, este dificil de reamplasat datorita costurilor ridicate.
5.1.3 Stabilirea parametrilor de diagnosticare
133
Principalele elemente ce caracterizeaza franarea sunt: deceleratia realizata in timpul franarii d
[m/s2]; distanta de franare S[m] si forta de franare Ff [N]. Masurarea unuia dintre acesti parametri
poate da informatii mai mult sau mai putin complete asupra starii instalatiei de franare.
Principalele simptome si cauze probabile ale defectarii sistemelor de franare sunt prezentate in
tabelul 5.1.
Dupa cum rezulta din analiza acestui tabel, parametrii de stare tehnica ai sistemului de franare cu
actionare hidraulica sunt: starea garniturilor de frecare si a tamburelor (discurilor), jocul dintre aceste
piese, starea cilindrilor, pistonaselor si garniturilor pompei centrale si cilindrilor receptori, starea
arcurilor de rapel, conductelor si imbinarilor, calitatea si cantitatea lichidului de frana, existenta
aerului in sistem etc.
Diagnosticarea sistemului de franare se poate realiza fie in conditii de deplasare a automobilului
pe drum, fie in atelier, cu ajutorul standurilor specializate.
Tabel 5.1 Simptomele si cauzele defectarii sistemelor de franare
Nr.
crt
Simptome Cauze posibile
1 Efort mare la pedala 1.1 Garnituri de cauciuc dilatate
1.2 Pistonase gripate
1.3 Orificiul compensator al cilindrului pompei
centrale obturat
1.4 Axul pedalei gripat
1.5 Conducte infundate2 Efort mic la pedala 2.1 Garnituri de cauciuc defecte
2.2 Garnituri de cauciuc murdare
2.3 Pierderi de lichid
2.4 Aer in sistem3 Cursa libera a pedalei
insuficienta
3.1 Vezi pct. 1.3 si 1.5
3.2 Joc insuficient intre saboti si tambure
3.3 Dilatarea tamburelor ca urmare a incalzirii4 Cursa libera a pedalei prea mare 4.1 Vezi pct. 2.4
4.2 Conductele flexibile si-au pierdut rezistenta
4.3 Joc mare intre saboti si tambur
134
4.4 Joc mare intre tija si pistonul pompei centrale
4.5 Garnituri de frana uzate
4.6 Uzura pronuntata a discurilor5 Franele de la roti se incalzesc 5.1 Vezi pct. 1.1-1.4 si 3.2
5.2 Arcuri de rapel rupte sau detalonate
5.3 Impuritati intre saboti si tambur (disc)
5.4 Frana de stationare dereglata
5.5 Etrier inclinat (la franele cu disc)6 Zgomote in timpul franarii 6.1 Vezi pct. 4.5,4.6,5.3,5.4 si 5.57 Pedala actioneaza normal,dar
fara efect de franare
7.1 Vezi pct. 2.3,4.2 si 4.5
7.2 Lubrifiant intre sabot si tambur8 Autovehiculul trage lateral in
timpul
franarii
8.1 Vezi pct. 3.3,5.3,6.2,7.2 si 7.3
8.2 Pistonasul sau cilindrul receptor gripat
8.3 Garnitura de cauciuc a unui cilindru receptor
uzata, rupta, dilatata sau murdara
8.4 Pierderi de lichid la frana unei roti9 Franare intermitenta 9.1 Vezi pct. 5.3
9.2 Amortizoare defecte
9.3 Jocuri mari in mecanismul de directie
9.4 Tambure sau discuri uzate neuniform10 Rotile din spate se blocheaza in
timpul franarii
10.1 Repartitorul efortului de franare defect
11 Franare neprogresiva (brusca) 11.1 Joc prea mic intre garniturile de franare din
tambur (discuri)
11.2 Orificiul de compensare al pompei centrale obturat
Cele mai simple determinari de acest tip sunt cele ce urmaresc masurarea deceleratiei maxime,
cu ajutorul decelerometrelor. Acestea sunt aparate simple, de tip inertial cu masa lichida sau solida,
care se fixeaza pe podeaua automobilului, pe parbriz sau in alt loc vizibil. Unele decelerometre, cu
constructie mai evoluata, permit inregistrarea variatiei deceleratiei in timp.
In lipsa altor prevederi, se poate considera ca frana de serviciu este eficace daca deceleratia
inregistrata are cel putin urmatoarele valori:
♦ autoturisme - 5,0 m/s2;
♦ autovehicule cu masa maxima pana la 3.500 kg. - 4,5 m/s2;
135
♦ autovehicule cu masa maxima peste 3.500 kg. - 4,0 m/s2.
Frana de stationare se considera in buna stare daca la actionarea acesteia deceleratia
automobilului este de cel putin 2 m/s2.
Un alt parametru de diagnosticare a starii tehnice generale a sistemului de franare il constituie
spatiul minim de franare. Determinarea acestuia se face cu ajutorul dispozitivului tip "roata a 5-a".
Este de remarcat faptul ca, prin cronometrarea duratei procesului de franare, la utilizarea rotii a 5-a
devine posibila si determinarea deceleratiei medii.
Conditiile tehnice si metodele de incercare pentru franarea vehiculelor sunt precizate pentru tara
noastra in standardul 11960-89 care corespunde Regulamentului Comisiei Economice pentru Europa
a ONU nr. 13, seria de amendamente 05. Aceste reglementari prevad trei categorii de incercari: de
tip O, de tip I si de tip II.
5.2 Schema de principiu a instalatiei de diagnosticare
Instalatia de diagnosticare este reprezentata de standul de forta cu rulouri. Acest tip de stand are
cea mai larga raspandire datorita pretului mai accesibil in raport cu cel al celorlalte standuri,
pericolul de accidentare mai scazut si posibilitatilor de realizare atat a diagnosticarii starii tehnice
generale, cat si a diagnosticarii pe elemente a sistemului de franare.
Schema constructiva a unui astfel de stand este prezentata in figura 5.2.
Constructie si functionare
Un astfel de stand este format din doua module identice, plasate simetric in raport cu axa
longitudinala a automobilelor ce vor fi diagnosticate la respectivul post de lucru. Electromotorul
asincron 1 antreneaza prin intermediul cuplajului 2 reductorul 3 a carui carcasa este montata pe
lagare. Momentul amplificat de reductor este transmis printr-un alt cuplaj unuia din rulourile 5.
Acesta din urma este cuplat cu celalalt printr-o transmisie cu lant 9.
136
Figura 5.2 Stand de forta cu rulouri
.
Pentru a se asigura o aderenta maxima intre roata automobilului 7 si rulourile 5 confectionate din
otel (coeficient de aderenta 0.6-0.7), acestea sunt fie acoperite cu un strat de bazalt, beton sau
materiale sintetice, fie respectivii cilindri sunt prevazuti cu proeminente axiale. Forta de apasare a
rotii se transmite celor doua rulouri prin rezultantele radiale R’ si R”. La actionarea mecanismului de
franare al rotii se dezvolta fortele tangentiale 'frF ,respectiv
"frF , care insumate, reprezinta forta de
franare pentru roata respectiva:
'frF +
"frF = frF .
'frF si
"frF , actionand la o distanta egala cu raza ruloului fata de axa de rotatie a acestuia, vor
genera un moment de franare:
Mfr = (F'fr+ F"fr) Rrulou = ruloufr RF ⋅ .
Acesta este aplicat la iesirea din reductor. Datorita raportului de transmitere ired si randamentului
ηred ale reductorului, intre Mfr si momentul Mm produs de electromotor exista relatia:
137
Mm=Mfr/ ( )redredi η⋅ .
Diferenta dintre Mrr si Mm ar trebui sa fie preluata de suporturile carcasei reductorului. Aceasta
insa, fiind montata pe lagare, tinde sa se roteasca necontrolat. Pentru a impiedica acest lucru, pe
carcasa este fixata tija 4 a carei extremitate libera se sprijina pe un dispozitiv de masurare a fortei de
apasare F. In aceasta situatie, echilibrul momentelor ce actioneaza asupra reductorului este descris de
ecuatia:
Mm+ lF ⋅ =Mfr,
in care l este bratul fortei F (distanta de Ia forta la axa de rotatie a carcasei reductorului).
Blocarea rotilor in timpul incercarii este un fenomen nedorit din doua motive; ea conduce la
reducerea coeficientului de aderenta al rotii la rulouri si, implicit, a fortei de franare; pe de alta parte,
in momentul blocarii rotii apare tendinta de expulzare a rotii automobilului de pe rulouri. Acest din
urma efect devine evident in special la incercarea franei de stationare care actioneaza, de regula,
asupra rotilor unei singure punti a automobilului; celelalte roti aflate pe podeaua atelierului nefiind
franate, se poate produce evacuarea automobilului de pe stand.
Pentru a preveni acest fenomen, standul este prevazut cu rola 6 mentinuta in contact permanent
cu roata automobilului de catre forta elastica a arcului 8. Rola este prevazuta cu un traductor de
miscare de rotatie, care va identifica cu promptitudine tendinta de blocare a rotii. in acest moment se
va emite o comanda care va reduce curentul de excitatie al electromotorului, micsorand astfel
momentul sau motor si prevenind expulzarea rotilor automobilului de pe stand.
Simultan se va aprinde o lampa de semnalizare la panoul standului, anuntand prin aceasta ca
testul s-a incheiat. Sistemul electronic al standului va afisa valoarea maxima a fortei de franare
inregistrata pentru fiecare din rotile puntii aflata la un moment dat pe stand.
5.3 Proiectarea de detaliu a standului cu role pentru verificarea sistemului de
franare la autoturisme tip SFR1
In cadrul acestui capitol se vor calcula si determina principalele componente ale
standurilor de franare cu rulouri. Este important de mentionat ca standul de
proiectat se va folosi exclusive pentru autoturisme.
In continuare s-au analizat principalele componente ale standului:
138
I.Stand testare frane (parte mecanica)
-Diametrul rolelor: 200 mm
-Lungimea rolelor: 700 mm
-Viteza periferica: 5.1 km/h
-Rolele au imbracaminte asfaltica
-putere electrica motor: 2x3.7 KW
-alimentare electrica: 380V/50Hz
II. Dispozitiv masurare efort pedala
-Forta pe pedala: 0.....100 daN
-Valoare cifra afisata: 0.1 daN
-Clasa de eleasticitate: 2%
III. Dispozitiv cantarire greutate pe punte
-Lunigme: 2100 mm
-Latime : 700 mm
-Inaltime: 400 mm
-Greutate maxima: 3 t
-Rezoultie: 1Kg
-Clasa de elasticitate: 2%
IV. Dispozitiv analogic vizualitate forta de franare tip ceas
-Domeniul de afisare 0.....600 daN
V. Unitate centrala de comanda;achizitie si prelucare de date
-Unitate centrala cu transmitere seriala RS232 SPRE P.C.
-Bloc automatizare stand role cu optiunea 4x4
-PC, Monitor color 17", tastatura, mouse
-Imprimanta A4
-Soft editare buletin verificare conform cerintelor R.A.R. si R.N.T.R.
-Telecomanda
139
Alegerea standurilor de diagnosticare presupune cunoasterea puterii care este necesar sa fie
absorbita de instalatie fP , a razei rulourilor sr si a distantei intre acestea l.
Pentru orientare,in figura 5.3 se prezinta cresterea procentuala a cheltuielilor de productie si
instalare ale standurilor de franare in functie de diametrul rulourilor. Din aceste motive raza
rulourilor se limiteaza in domeniul stabilit empiric sr =(0.4...0.6) rr⋅ , valorile marginale fiind
100...500 mm.
Distanta de montare dintre axele rulourilor l influenteaza stabilitatea automobilului pe stand in
timpul probelor, precum si usurinta iesirii sale de pe instalatie.
Figura 5.3 Dependenta dintre cheltuielile Figura 5.4 Schema standului cu rulouri
de productie si diametrul rulourilor
Din considerente geometrice se poate scrie ca distanta dintre axele rulourilor l, este (figura 5.4):
( ) ( )αsin2 ⋅+⋅= rs rrl ,
( ) ( )( )α
α21
2tg
tgrrl rs
+⋅+⋅= ,
tg(α)= ss f−ϕ =0.8-0.026=0.774.
S-a constatat experimental ca valoarea coeficientului de rezistenta la rulare pe standurile de
incercari este cuprinsa intre 0.026 si 0.028.
Puterea unuia din cele doua electromotoare ale unui stand este:
140
mP =K maxfrF⋅ 6.3/V⋅ ,
unde: K- coeficient de suprasarcina;
V- viteza,in Km/h;
maxfrF - valoarea maxima a fortei de franare a unei roti.
Acest din urma parametru se poate exprima in functie de cea mai mare sarcina pe roata a
automobilului maxrG si de coeficientul de aderenta al rotii pe stand, stϕ :
maxfrF = maxrst G⋅ϕ .
Considerand cunoscut, pentru un anumit automobil, coeficientul de repartizare statica a greutatii
pe punti 0λ si greutatea automobilului G ,rezulta pentru o roata:
maxfrF = max0 Gst ⋅⋅ λϕ /2.
In cazul rotilor jumelate, se considera ca acestea formeaza o singura roata deoarece amandoua
vor fi actionate de acelasi electromotor. Ele aflandu-se pe o singura pereche de rulouri.
In final se obtine: mP =(K/7.2) VGst ⋅⋅⋅⋅ 0λϕ .
Se considera o anvelopa 195/65 R 15 S, pentru care raza de rulare este rr =304.6 mm.
rs rr ⋅= 4.0 = ⋅4.0 304.6 = 121.84 mm.
Distanta dintre axele rulourilor este:
( )2774.01
774.06.30484.1212
+⋅+⋅=l ,
841.521=l [mm].
Valoarea maxima a fortei de franare a unei roti este:
2/300045.08.0max ⋅⋅=frF = 540 daN.
La efectuarea acestui calcul s-a considerat un automobil cu masa maxima de 3000 daN, cu
coeficientul de repartizare statica a greutatii pe punti fiind 0λ = 0.45.
Puterea unuia dintre cele doua electromotoare ale standului este:
mP = ( ) 53045.08.02.7/1.1 ⋅⋅⋅⋅ = 8.25 kW.
Verificare
141
-se determina ruloun :
ruloun = πω /30 rulou⋅
rulourulourulou RV ⋅= ω
π⋅⋅= rulourulourulou RVn /30
rulouV =5 km/h=1.38 m/s
rulouR = 121.84 mm= 0.12184 m
ruloun = π⋅⋅ rulourulou RV /30 = 101.94 rot/min
rulouω = 30/ruloun⋅π =10.67 rad/s
-in continuare se va alege un motor electric cu puterea de cel putin 8 kW. Din gama
producatorului de motoare electrice Bega Electromotor s-a ales motorul ATD132M 2/4A, cel de 8.5
kW, cu urmatoarele caracteristici:
- avand in vedere ca in reductor se gasesc doua angrenaje, fiecare dintre ele avand randamentul
de 95%, rezulta ca randamentul transmisiei este :
295.0=trη = 0.9025.
Din relatia trruloumotor PP η/= se poate determina =rulouP 9.14 kW, valoare apropiata de cea
determinata anterior.
Calculul reductorului
142
Se va utiliza un reductor cilindric cu doua trepte. Asa cum se poate observa din schema
cinematica, rotile dintate 1 si 3 au acelasi diametru, respectiv acelasi numar de dinti.
1212 / zzi = ;
3434 / zzi = ;
31423412 / zzzziiitotal ⋅⋅=⋅= .
-distanta dintre axe:
4321 dddd rrrrC +=+= ,
unde 1dr este raza de divizare a rotii dintate 1
Din motive de compactitate se alege 14min31 === zzz dinti, conform recomandarilor din [1],
=== totalizzzz 3412 // 29.03
rezulta :
43.752 =z dinti, si se adopta 2z = 75 dinti ;
43.754 =z dinti, si se adopta 4z = 75 dinti
Modulul rotilor dintate se calculeaza cu formula : m=25.4/DP=25.4/6=4.23, unde DP este
diametrul pitch (ales din tabelul 5.8 din lucrarea [1] ). Modulul se poate determina si prin interpolare,
utilizand graficul 5.82 din [1].In urma interpolarii se alege m=4.
Pentru a calcula distanta dintre axe finala, trebuie sa determinate razele de divizare ale rotilor
aflate in angrenare :
282/2.1442/11 =⋅=⋅= zmrd mm,
1502/7542/22 =⋅=⋅= zmrd mm
Adunand 1dr cu 2dr rezulta distanta reala dintre axe : C=28+150=178 mm.
Calculul danturii utilizate
In aceasta etapa se vor calcula elementele geometrice ale danturii utilizate, in speta diametrele
interioare, exterioare si grosimea dintelui.
-diametrele exterioare :
143
( ) 6.652211 =⋅++⋅= ζzmd e mm ;
( ) 4.3062222 =⋅−+⋅= ζzmd e mm ;
( ) 6.652233 =⋅++⋅= ζzmd e mm ;
( ) 4.3062244 =⋅−+⋅= ζzmd e mm ;
unde ζ este coeficientul de deplasare a danturii ; 2.0=ζ (se alege)
- diametrele interioare :
( ) 4824.211 =⋅+−⋅= ζzmd i mm;
( ) 8.28824.222 =⋅−−⋅= ζzmd i mm ;
3id = 48 mm ;
4id = 288.8 mm ;
-grosimea dintelui pe cercul de divizare:
( ) 86.622/1 =⋅⋅+⋅= αζπ tgmSd mm ;
2dS = 5.69mm ;
unde α=20° .
Conform recomandarilor din [1], diametrul arborelui intermediar se alege utilizand relatia
Cd ⋅= 45.0 ,
rezultand d= 40mm.
Raportul d/l = 0.16...0.18 ; din motive de compactitate si pentru marirea rigiditatii arborelui, se
va alege lungimea arborelui intermediar l=200 mm.
Rulmentii
Rulmentii pe care sunt montate rulourile sunt rulmenti radiali cu bile, cu urmatoarele
caracteristici : - simbol : 6208
- diametru exterior : 80 mm ;
- diametru interior : 40 mm ;
144
- latime :18 mm ;
- coeficient de portanta: 30.7 kN.
Rulmentul arborelui primar (de intrare) al reductorului este un rulment radial cu bile, cu
caracteristicile: - simbol : 61806
- diametru exterior :42 mm ;
- diametru interior :30 mm ;
- latime :7 mm ;
- coeficient de portanta: 3.12 kN ;
- turatia maxima: 18000 rot/min.
Arborele intermediar al reductorului se sprijina pe doua lagare cu rostogolire. Acelasi tip de
rulmenti este folosit si pentru sprijinirea arborelui de iesire din reductor (arborele secundar):
- simbol : 6208
- diametru exterior :80 mm ;
- diametru interior :40 mm ;
- latime :18 mm ;
- coeficient de portanta: 30.7 kN ;
- turatia maxima :10000 rot/min.
Determinarea fortei de apasare a carcasei reductorului pe reazem
Echilibrul momentelor ce actioneaza asupra reductorului este descris de ecuatia:
frm MlFM =⋅+ ,
in care l este bratul fortei F (distanta de Ia forta la axa de rotatie a carcasei reductorului). Inlocuind in
aceasta relatie pe mM cu expresia determinata in subcapitolul 5.2, se obtine:
( ) ( )redredfr ilMF η⋅−⋅= /11/ ;
redredfrm iMM η⋅= / ;
84.121=rulouR mm
8.0=ϕ ;
0λ = 0.45;
145
redη = 0.9025;
redi = 29.03;
maxfrF = 540 daN;
Inlocuind pe frM in functie de frF si rulouR , se obtine:
( ) ( )redredruloufr ilRFF η⋅−⋅⋅= /11/ ,
unde l=330 mm.
Avand in vedere ca rulouR , l si redi reprezinta constante constructive ale standului, iar redη poate
fi considerat si el o marime cvasiconstanta pentru reductorul respectiv. Rezulta ca forta masurata F
este aproximativ direct proportionala cu forta de franare frF . Pentru determinarea fortei de apasare
pe reazemul tijei se va utiliza un traductor tensometric rezistiv.
384.0⋅= frFF .
In cele ce urmeaza forta de apasare F va fi calculata tabelar:
Tabel 5.1 Forta de apasare in functie de forta de franare la roata
frF , daN 50 100 150 200 250 300 350 400 450 500 540
F, daN 19.2 38.4 57.6 76.8 96 115.2 134.4 153.6 172.8 192 207.36
0
100
200
300
400
500
600
0
19.2
38.4
57.6
76.8 96
115.2
134.4
153.6
172.8
192
207.4
F[daN]
Ffr
[daN
]
146
Figura 5.5 Dependenta dintre forta de apasare si forta la roata
5.4 Tehnologia de diagnosticare
Aparatura utilizata
Pentru efectuarea diagnosticarii sistemului de franare al unui automobil se va utiliza un stand de
tip CARTEC, model BDE 2004 K. In componenta acestuia intra: cele doua module dinamometrice
(subansamblul electromotor - reductor - rulouri), panoul de afisare a rezultatelor (Fig. 5.6),
telecomanda in infrarosu (Fig. 5.7) si pedometrul.
Standul detine un microprocesor cu ajutorul caruia pot efectua calculele de determinare a
dezechilibrului, eficacitatii, ovalizarii siamplificarii fortei de actionare a pedalei. De asemenea, el
este prevazut cu un dispozitiv pentru masurarea greutatii repartizate pe puntile
automobilului.
Optional, standul poate fi dezvoltat, permitand suplimentar efectuarea unor operatiuni pentru
diagnosticarea suspensiei si sistemului de directie. Telecomanda este prevazuta cu taste care sa
permita efectuarea comenzilor si pentru aceste functii suplimentare.
147
Figura 5.6 Blocul de afisaj si comanda
Reperele din figura 5.6 sunt urmatoarele:
1- lampa indicatoare a blocarii rotilor din stanga;
2- pornirea antrenarii rotilor din stanga;
3- pornirea antrenarii rotilor din dreapta;
4- lampa indicator a punerii sub tensiune a standului;
5- priza pentru conectarea pedometrului;
6- priza pentru conectarea imprimantei;
7- mod de lucru automat;
8- stop;
9- mod de lucru semi-automat;
10- verificarea calibrarii;
11- afisaj analogic;
12- lampa indicatoare a blocarii rotii din stanga;
13- lampa indicator a blocarii rotilor.
148
Figura 5.7 Telecomanda in infrarosu
Functiile indeplinite de tastele telecomenzii in infrarosu din figura 5.7 sunt
urmatoarele:
1- memorarea valorilor masurate la puntea fata;
2- memorarea valorilor masurate la puntea spate;
3- memorarea convergentei rotilor din fata;
4- testarea suspensiei fata;
5- testarea suspensiei spate;
6- functia “shift” a tastelor;
7- STOP;
8- apelarea datelor in modul de testare a geometriei rotilor de directie;
9- comanda modului de testare doar a rotii din stanga;
10- tasta de confirmare;
11- comanda modului de testare doar a rotii din dreapta;
12- elibereaza si blocheaza platourile pentru diagnosticarea geometriei rotilor de
directie;
149
13- STOP;
14- mod de operare automat;
15- verificarea ovalizarii;
16- pornirea imprimantei;
17- pornirea masuratorilor rotilor de directie;
18- memorarea convergentei rotilor din spate;
19- stergerea tuturor datelor dupa actionarea tastei “shift”;
20- memorarea fortei la actionarea franei de mana;
21- masurarea greutatii pe punte dupa actionarea tastei “shift”.
Modul de lucru
5.4.1 Operatiuni pregatitoare
Inaintea efectuarii probelor propriu-zise se vor intreprinde o serie de operatiuni pregatitoare,
menite sa evite afectarea rezultatelor de factori de influenta paraziti:
> se controleaza ca anvelopele sa nu fie murdare sau ude si se verifica adancimea profilului lor;
> se verifica si, daca este necesar, se reface presiunea din pneuri, cu o abatere maxima admisa
fata de valorile recomandate de constructor de ± 0,01 MPa;
> se verifica si, eventual, se regleaza cursa libera a pedalei de frana, aducand-o la valoarea
nominala prescrisa de fabricant (in lipsa acestei valori, se poate considera orientativ o cursa libera de
10 -20 mm);
> se verifica si, la nevoie, se regleaza cursa libera a dispozitivului de comanda a franei de
stationare;
> se controleaza etanseitatea sistemului de franare si, daca este necesar, se inlatura defectiunile
(controlul se face apasand energic de cateva ori pedala de frana complet - daca de la o apasare la alta
cursa totala a pedalei creste, aceasta constituie indiciul existentei neetanseitatilor);
> se aduce automobilul cu puntea din fata pe standul cu rulouri, cu axa sa longitudinala incadrata
cat mai simetric cu putinta fata de cele doua module ale standului si perpendiculara pe axele rulourilor
(rotile nu trebuie sa vina in contact cu partile laterale ale cadrului rulourilor);
> se aduce schimbatorul de viteze in punctul mort;
150
> se monteaza senzorul pedometrului pe pedala se frana;
> se pun in miscare rulourile standului si se apasa de cateva ori pedala de frana pentru a verifica
stabilitatea automobilului pe stand si pentru a incalzi putin franele. Daca in timpul acestor manevre
automobilul aluneca lateral fara a putea fi stabilizat cu ajutorul volanului, aceasta inseamna ca sistemul
de directie este dereglat si diagnosticarea franelor se intrerupe, reluandu-se numai dupa ce au fost
inlaturate eventualele jocuri din mecanism si a fost restabilita geometria rotilor de directie si a pivotilor
lor.
5.4.2 Diagnosticarea propriu-zisa
Standul ofera doua moduri de operare: semiautomat, respectiv automat
5.4.2.1 Testare in regim semiautomat
a) Verificarea globala a sistemului de franare
O prima operatie consta in stergerea din memoria microprocesorului a datelor inregistrate in
verificarile anterioare. Pentru aceasta se actioneaza succesiv tastele 6 si 19 ale telecomenzii.
Se monteaza pedometrul pe pedala de frana sau pe talpa pantofului celui care se va afla la
comenzile automobilului pe perioada diagnosticarii.
Cu automobilul asezat cu rotile puntii din fata pe rulourile standului, se apasa tasta 15 pentru a
pune in miscare rulourile. Lampile laterale 1 si 12 de pe panoul de afisaj si comanda se aprind
intermitent. In aceasta etapa, standul inregistreaza rezistentele la rularea libera a rotilor, datorate
frecarilor din lagarele rotilor sau blocarii partiale a mecanismelor de franare de la rotile respective.
Dupa ce lampile raman aprinse continuu, se incepe apasarea progresiva a pedalei de frana. Daca, pe
durata procesului de franare, apar dezechilibre intre fortele de franare ale celor doua roti mai mari de
20%, lampa rosie 13 de pe panoul central se aprinde dupa cum urmeaza: intermitent daca dezechilibrul
este de 20 - 30%; continuu daca dezechilibrul este mai mare de 30%.
Daca se doreste masurarea neuniformitatii fortelor de franare datorate deformarii suprafetelor de
frecare, dupa pornirea rulourilor se apasa inca o data tasta 15 a telecomenzii. Cele doua lampi albe
laterale 1 si 12 de pe panou se aprind continuu. Se apasa progresiv pedala de frana pana la aproximativ
151
2/3 din forta maxima de franare si se mentine pedala in aceasta pozitie timp de aproximativ 7 secunde,
pana cand cele doua lampi se sting.
In continuare, se mareste progresiv forta de apasare pe pedala de frana pana cand se blocheaza
roata sau pana cand forta de franare nu mai creste. Aprinderea intermitenta a uneia din cele doua lampi
va indica roata care s-a blocat sau a atins limita de patinare prima. Standul va determina cate doua
valori ale asa-numitei ovalitati: cea minima si cea maxima inregistrate pe parcursul procesului de
franare. In cazul blocarii rotilor, rulourile standului se opresc automat, iar in situatia in care rotile
continua sa se invarta, dar s-a atins valoarea maxima a fortei de franare, pentru oprirea rulourilor si
incheierea testului este necesara actionarea uneia din cele doua taste STOP de pe telecomanda.
Masurarea greutatii repartizate puntii fata se face apasand, intr-un interval de maximum trei
secunde, tasta 6 „shift”, tasta 21 de comanda a cantaririi si tasta 10 de confirmare a masurarii.
Pentru memorarea tuturor valorilor masurate se va apasa tasta 1 a telecomenzii.
Se trece apoi la verificarea franelor de la puntea spate a automobilului. Pentru aceasta, automobilul
este asezat cu rotile respective pe rulourile standului si se porneste secventa de testare prin apasarea
tastei 15, aceasta decurgand in mod similar procedurii utilizate la puntea fata, inclusiv pentru
determinarea ovalitatii si a greutatii repartizate puntii spate. Pentru memorarea datelor se va apasa tasta
2 a telecomenzii.
Verificarea franei de stationare se face dupa aceeasi tehnologie, pentru memorarea datelor
respective utilizandu-se tasta 20.
La finalul operatiunilor de diagnosticare, se poate solicita tiparirea la imprimanta, prin actionarea
tastei 16, a valorilor masurate precum si a celor pe care microprocesorul standului le calculeaza. Din
aceasta ultima categorie fac parte: dezechilibrele maxime inregistrate pe parcursul franarii, respectiv
cele corespunzatoare regimului la care se dezvolta fortele de franare maxime; eficienta la cele doua
punti si pe ansamblul automobilului; „ovalitatile" minima si maxima pentru fiecare roata; coeficientul
de amplificare al mecanismului de franare, daca standul este prevazut cu un pedometru ce poate fi
cuplat la sistemul sau electronic.
b) Diagnosticarea repartitorului limitator al fortei de franare la puntea spate
Se procedeaza la efectuarea a doua seturi de verificari: o determinare cu autoturismul descarcat,
avand doar soferul la volan, si o a doua determinare comprimand suspensia puntii spate, fie cu un
dispozitiv special, fie prin incarcarea cu persoane pe bancheta din spate si greutati in portbagaj. Se va
152
urmari cresterea fortei de franare in raport cu sageata suspensiei si se vor compara rezultatele cu
valorile indicate de constructor.
c) Diagnosticarea servomecanismului vacuumatic
Si in acest caz se vor efectua doua seturi de masuratori: primul cu motorul in functiune, iar celalalt
cu motorul oprit, dupa 4-5 actionari ale pedalei de frana in scopul descarcarii pneumatice a
servomecanismului.
Se va determina cu cat trebuie sa creasca forta de apasare pe pedala pentru a se obtine aceeasi forta
maxima de franare.
Rezultatul se va compara cu valorile precizate de constructor.
5.4.2.2 Testare in regim automat
Succesiunea operatiunilor de testare este aceeasi ca in cazul modului de lucru semiautomat, dar nu
mai este posibila memorarea datelor.
Pentru intrarea in regim automat de lucru, se apasa tasta 15 inainte ca automobilul sa fie adus pe
rulourile standului. Pornirea rotirii rulourilor se face automat, imediat dupa ce rotile automobilului au
ajuns pe rulouri. Trecerea la verificarile celei de a doua punti a automobilului este posibila numai dupa
ce lampile albe laterale 1 si 12 nu se mai aprind intermitent.
Iesirea din modul automat de lucru se face prin apasarea uneia din tastele STOP.
5.4.3 Interpretarea datelor masurate
La incheierea operatiunilor de diagnosticare, rezultatele sunt tiparite pe o fisa de diagnosticare care
are trei domenii ce cuprind:
> identificarea statiei service si a automobilului testat;
> valorile masurate ale parametrilor de diagnosticare;
> valorile limita prevazute de regulamente pentru unii dintre parametrii respectivi, precum si
greutatea masurata a automobilului si eficacitatea globala a franei de serviciu si a celei de stationare.
In privinta fortei rezistente la rularea libera a rotilor, in lipsa unor specificatii ale constructorului,
se pot considera urmatoarele valori limita pentru autoturisme:
• la rotile motoare, 200 N;
153
• la celelalte roti, 100 N.
Pentru dezechilibru, normativele in vigoare in prezent in tara noastra prevad limite numai pentru
valorile obtinute la atingerea fortei maxime de franare. Valoarea admisa a dezechilibrului la actionarea
franei de serviciu este, in aceste conditii, de 20%, indiferent de puntea la care este el determinat.
Pentru frana de stationare, limita maxima a dezechilibrului este de 30%, indiferent de tipul
automobilului si de puntea asupra careia actioneaza ea.
Eficacitatea franei de serviciu trebuie sa fie de minim 50%, iar pentru frana de stationare de cel
putin 20%. In cazul in care aceasta din urma este actionata manual, cu o parghie cu clichet, blocarea
rotilor trebuie sa se produca, dupa parcurgerea a 6-7 dinti.
Variatia maxima a fortei de franare (ovalitatea) la mentinerea constanta a apasarii pedalei este de
20%.
154
CAPITOLUL 6
Proiectarea de detaliu a etrierului si a discului de frana, subansambluri din cadrul
sistemului de franare pentru puntea fata
6.1 Proiectarea etrierului de la sistemul de franare de la rotile puntii fata.
6.1.1 Rolul functional al etrierului
Din punct de vedere construnctiv etrierul este compus dintr-un singur corp
(carcasa), in alcatuirea caruia se gaseste un cilindru receptor si un pistonas care actioneaza
asupra placutelor de frana. In urma frecarii dintre placutele de frana si discul de frana se
obtine efectul de franare.
Principiul de functionare este urmatorul: cand este actionata pedala de frana
lichidul sub presiune ajunge la nivelul pistonasului, impingandu-l pe acesta catre placute;
pistonul culiseaza in interiorul cilindrului receptor apasand placutele de frana pe discurile
de frana (etrierul transforma presiunea hidraulica in forta mecanica de apasare a placutelor
pe discul de frana).
Datorita faptului ca sistemul de franare functioneaza la presiuni foarte mari,
etansarea dintre cilindrul receptor si pistonas trebuie sa fie buna. In consecinta, cele doua
peise necesita o prelucrare foarte buna. Etansarea dintre pistonas si cilindrul receptor este
asigurata de o garnitura. Pentru a preveni patrunderea impuritatilor in sistem, etrierul este
prevazut cu un burduf din cauciuc.
Prin constructie etrierul este prevazut cu orificii de purjare pentru evacuarea aerului
din instalatie.
Figura 6.1 Schema de ansamblu a sistemului de franare cu disc de tip deschis
155
6.1.2 Conditii tehnice
Figura 6.2 Schema constructiva a etrierului ce evidentiaza suprafetele functionale principale
Analizand constructiv si functional etrierul flotant se constata ca acesta prezinta doua
suprafete functionale principale, evidentiate in figura 6.2:
1- suprafata de asezare a placutei de frana;
2- suprafata interioara a cilindrului receptor.
Referitor la cele doua suprafete se impun urmatoarele rugozitati:
- pentru suprafata 1 se impune o rugozitate de 1.6 mµ ;
- pentru suprafata 2 se impune o rugozitate de 0.4 mµ .
La proiectarea etrierului pentru discurile rotilor de pe puntea fata, s-a ales diametrul
interior al cilindrului de lucru la valoarea de 46 mm, ajustajul format fiind 47φ H8/18 cu
jocuri cuprinse intre 75…130 mµ .
Forma, dimensiunile si precizia dimensionala a canalelor prevazute pentru garniturile
de etansare au fost alese din STAS 7950/3-71.
Din STAS 75-80 au fost alese, atat razele de racordare la peretele etrierului, cat si
grosimea peretilor la valoarea de 14 mm (dimensiunea minima fiind de 7 mm).
Celelalte dimensiuni ale etrierului au fost adoptate prin masurarea efectiva a unui etrier
flotant de la sistemul de franare al unui autoturism Dacia Logan.
156
6.1.3 Alegerea materialului pentru etrier
In ceea ce priveste alegerea materialului pentru etrier, trebuie sa se tina seama de
urmatoarele criterii:
- analizand conditiile in care el functioneaza, etrierul trebuie sa fie realizat dintr-un
material cu proprietati bune anti-coroziune si anti-oxidare;
- este binecunoscut faptul ca etrierul functioneaza la temperaturi ridicate, in
consecinta etrierul trebuie realizat dintr-un material cu o comportare buna la
temperaturi mari;
- pentru a fi evitate eventuale gripari ale pistonasului in cilindru, suprafata de contact
dintre cele doua piese conjugate (cilindrul receptor si pistonas) este prelucrata cu
precizie.
In continuare, s-au prezentat doua din materialele utilizate la fabricarea etrierelor,
atat din punct de vedere al compozitiei chimice (tabelul 6.1), cat si din punct de vedere al
proprietatilor (tabelul 6.2).
Tabel 6.1 Compozitia chimica a materialelor pentru fabricarea etrierelor
Tipul materialului
Compozitie chimica[%] Fonta aliata tratata termic Fonta aliata Cr-Ni cu grafit nodularC 3.40…3.80 3.65Si 2.50…3.20 2.52
Mn 0.50…0.80 0.45P <0.35 0.34S <0.08 0.08Cr 0.40…0.70 0.35Va 0.10…0.30 -Mo 0.80…1.30 -Ni 0.50…0.80 1.1Cu 0.80…1.20 0.7
Tabel 6.2 Proprietatile materialelor pentru fabricarea etrierelor
Tipul materialuluiProprietati Fonta aliata tratata chimic Fonta aliata Cr-Ni cu grafit nodular
157
Duritate, daN/mm 2 108…114 HRB 103…105 HRB
Rezistenta la incovoiere, daN/mm 2 >50 -
Modul de elasticitate, daN/mm 2 10000…13000 15000
Analizand modelele similare din punct de vedere al materialului din care sunt
realizate etrierele si luand in considerare proprietatile materialelor prezentate in tabelul 6.2,
s-a ales ca material pentru fabricarea etrierelor discurilor rotilor de pe puntea fata o fonta
aliata tratata termic, cu urmatoarea compozitie:
- C = 3.70 %;
- Si = 3.10 %;
- Mn = 0.70 %;
- P = 0.34 %;
- S = 0.07 %;
- Cr = 0.60 %;
- Ni = 0.70 %;
- Cu = 1.10 %.
6.2 Proiectarea de detaliu a discurilor de frana
6.2.1 Rolul functional al discului de frana
Discurile de frana sunt expuse unor solicitari mari in timpul functionarii. Impreuna
cu placutele de frana discurile realizeaza procesul de franare propriu-zisa.
Autoturismele moderne utilizeaza pentru rotile puntii fata discuri de frana ventilate,
iar pentru rotile puntii spate discuri normale sau tambure. Discurile ventilate prezinta
avantajul ca sporesc randamentul sistemului de franare. Acestea constau in doua straturi,
intre care exista un spatiu gol, cu fante de ventilatie. Aceste fante sunt pozitionate astfel
incat in timpul rularii sa se formeze un curent de aer intre cele doua straturi. Astfel este
evacuata caldura si suprafetele de franare sunt racite suplimentar si din interior. Eficienta
franelor se pastreaza astfel un timp mai indelungat.
158
Doua dimensiuni de functionare sunt decisive pentru calitatea, eficienta si confortul
unui disc de frana: bataia laterala, adica paralelismul inelului de frecare fata de butucul
rotii; grosimea inegala adica paralelismul suprafetelor inelului de frecare.
Cauzele franarii inegale sau a zgomotelor neplacute sunt de obicei neregularitatile
suprafetei discurilor sau deviatiile laterale ale discului.
Figura 6.3 Disc de frana ventilat pentru puntea fata
6.2.2 Conditii tehnice
Conform modelelor similare si analizei realizate in capitolul 3, s-a ales ca sistemul
de franare sa fie unul cu discuri ventilate pentru rotile puntii fata si discuri normale pentru
rotile puntii spate. Pentru discul de frana ventilat s-a adoptat valoarea diametrului exterior
de 280 mm, respective diametrului interior de 200 mm si o grosime de 25 mm.
Discul se fixeaza prin prezoane infiletate in butuc, centrarea acestuia facandu-se pe
diametrul interior. Datorita constructiei relativ simple rezulta un pret de cost scazut,
precum si o activitate de mentenanta usor de realizat.
La fixarea rotii si a discului se vor folosi 5 prezoane ce vor fi dimensionate in cele
ce urmeaza. Acestea in timpul franarii sunt supuse unor eforturi de forfecare si strivire,
produse de momentul de franare.
Forta de forfecare este data de urmatoarea relatie de calcul:
( )sffs rRFF ⋅⋅= 5/1 ,
in care: RFf ⋅1 este momentul de franare la roata puntii fata ( RFf ⋅1 =2511 daN);
sr este raza de dispunere a prezoanelor (s-a adoptat sr =1mm).
159
In continuare, inlocuind in relatia de mai sus si efectuand calculul se obtine
valoarea fortei de forfecare:
fsF =502.2 daN.
Pentru calculul diametrului necesar pentru cele 5 prezoane de fixare a discului se va
folosi urmatoarea relatie de calcul:
( )τπ ⋅⋅⋅= 2/4 fss Fd ,
undeτ este tensiunea de forfecare admisibila; s-a considerat τ = 35 MPa.
Realizand inlocuirile in relatia de mai sus, s-a obtinut urmatoarea valoare a
diametrului surubului de fixare a discului de frana: sd =9.14 mm. Din STAS 8677-88
M12x1.25, s-a ales valoarea standardizata a diametrului surubului sd =12 mm.
Discul de frana prezinta urmatoarele suprafete functionale principale:
1. suprafata de frecare cu placuta de frana, careia se impune o rugozitate Ra = 0.4 mµ ;
2. suprafata de asezare pe butuc, careia se impune o rugozitate Ra = 3.2 mµ ;
3. suprafata fara importanta, careia se impune o rugozitate Ra = 6.3 mµ .
Figura 6.4 Disc de frana
ventilat- evidentierea
suprafetelor functionale
principale
Conditiile dimensionale
impuse discului rotii puntii fata:
- diametrul exterior al discului: 5.0280 ±= φed mm;
- diametrul interior al discului: 5.0200 ±= φid mm;
- diametrul cercului de dispunere a gaurilor: 1.088 ±= φmd mm;
- diametrul interior minim: 1.047min ±= φd mm;
- diametrul exterior de asezare a partii cilindrice: 5.0131 ±= φecd mm;
- diametrul maxim de asezare axial pe butuc: 1.0107 ±= φmed mm;
160
- grosimea totala a piesei: 1.068 ±=tg mm;
- grosimea discului: 05.028 ±=dg mm.
Suprafetele fara importanta ale discului se vor executa intr-o treapta de precizie
10…12 ISO, iar suprafetele active vor fi executate in treapta de precizie 7 ISO.
In ceea ce priveste stabilirea dimensiunilor discului de frana al rotii puntii fata s-a
tinut seama de urmatoarele conditii:
- deoarece acesta reprezinta o piesa importanta a sistemului de fanare, s-a urmarit sa
se realizeze un disc rigid;
- in zonele care prezinta sectiuni periculoase s-au prevazut raze de racordare, ce au
rolul de a diminua sansele unor eventuale ruperi.
6.2.3 Alegerea materialului pentru discul de frana
In prezent, discurile de frana sunt fabricate din oteleluri turnate, aliaje speciale cu
Cr si Mo sau din fonta cenusie de inalta calitate , carbonizata si tratata.
Discurile de frana fabricate din oteluri turnate prezinta avantajul unei structuri
omogene, fara particule de aer si fara tensiuni interne, dar la regimuri de temperatura
ridicata, in prezenta picaturilor de apa, in urma fenomenului de calire-decalire, devin
casante.
In ceea ce priveste alegerea materialului utilizat la fabricarea discurilor de frana s-a
tinut seama de urmatoarele criterii:
- sa prezinte rezistenta la solicitari mecanice mari;
- sa prezinte rezistenta mare la frecare;
- sa nu sufere deformari la temperaturi ridicate.
In ceea ce urmeaza sunt prezentate sub forma tabelara, doua materiale (doua fonte
speciale) utilizate la fabricarea discurilor de frana, atat din punct de vedere al compozitiei
chimice, cat si din punct de vedere al proprietatilor.
Tabel 6.3 Compozitia chimica a materialelor utilizate la fabricarea discurilor de frana
Tipul materialului
Compozitia chimica[%] Fonta aliata cu Cr-Ni cu rezistenta
sporita la frecare si la solicitari
mecanice
Fonta aliata cu Cr-Mo cu rezistenta
sporita la frecare si la solicitari
mecanice
161
C 3.20…3.50 3.20…3.50Si 1.80…2.20 1.80…2.20
Mn 0.60…1.00 0.60…1.00P 0.30…0.50 0.30…0.50S max 0.07 max 0.07Cr 0.20…0.50 0.20…0.50Ni 0.50…0.80 -Mo - 0.30…0.60Cu - -Sn - -
Tabel 6.4 Proprietati ale materialelor utilizate la fabricarea discurilor de frana
Tipul materialuluiProprietati Fonta aliata cu Cr-Ni cu rezistenta
sporita la frecare si la solicitari
mecanice
Fonta aliata cu Cr-Mo cu rezistenta
sporita la frecare si la solicitari
mecaniceDuritate HB 220…280 230…290Rezistenta la
incovoiere[daN/cm 2 ]
min 48 min 46
Rezistenta la
intindere[daN/cm 2 ]
min 26 min 28
Analizand cele doua tabele de mai sus s-a ales ca material pentru fabricarea
discurilor de frana fonta aliata cu Cr-Mo cu rezistenta sporita la frecare si rezistenta sporita
la solicitari mecanice.
6.3 Precizarea jocurilor fundamentale si a modalitatilor de reglare
In ceea ce priveste functionarea buna a sistemului de franare, un rol decisiv il au jocurile functionale si modalitatile de reglare a acestora, cu o influenta majora asupra eficacitatii procesului de franare si fiabilitatii sistemului.
Alegerea necorespunzatoare a acestor jocuri poate influenta negativ momentul de intrare in functiune a sistemului de franare, presiunea din conducte (circuitul hidraulic), presiunea pe suprafata de lucru a discului si cursa pedalei.
La nivelul sistemului de franare sunt importante urmatoarele jocuri: jocul dintre disc si garniturile de frictiune si jocul dintre pistonas si cilindrul receptor (din componenta etrierului).
In cazul jocului dintre disc si garniturile de frictiune, datorita ritmului intens al uzarii garniturilor de frictiune se impune utilizarea obligatorie a unor dispozitive de reglare automata a jocului. Sunt realizate practice mai multe tipuri de dispozitive pentru reglarea automata a jocului dintre disc si garniturile de frictiune (in figura 6.5 sunt prezentate trei dispozitive de reglare automata si continua a jocului).
In figura 6.5, a este prezentat un dispozitiv de reglare de tipul cu frictiune si asigura o reglare continua a jocului. In interiorul pistonasului 4 se gasesc montate saibele 1
162
si 2. Boltul 9, concentric cu cilindrul, este fixat cu piulita 8 de cadrul 7. Pe acest bolt este montat inelul elastic 6, care se deplaseaza greu pe bolt datorita frecarii mari. Mansonul de cauciuc 3 protejeaza pistonul ci cilindrul de impuritati. In timpul franarii, pistonul 4, impreuna cu saibele 1 si 2, se deplaseaza spre stanga, iar inelul 6 ramane pe loc atata timp cat jocul dintre disc si garniture de frictiune nu este mai mare ca j. Readucerea pistonului in pozitia initiala o face garniture inelara elastica 5, montata strans pe piston si mentinuta in locasul din cilindru. Daca garnitura de frictiune se uzeaza, iar jocul dintre disc si aceasta depaseste valoarea stabilita, pistonul se deplaseaza spre stanga cu o cursa mai mare decat j, iar saiba 2 va deplasa si inelul 6 spre stanga. La defranare, saiba 1 intalneste inelul 6 dupa parcurgerea unei curse egale cu j, iar pistonul nu mai poate reveni in pozitia initiala. In felul acesta se stabileste in mod automat jocul dintre disc si garniturile de frictiune.
In figura 6.5, b este prezentat un alt dispozitiv cu frictiune pentru reglarea automata si continua a jocului dintre disc si garniturile de frictiune. Si in acest caz dispozitivul este montat in interiorul pistonului 3, dispus in cilindrul 2 al cadrului. Pe boltul 7 se afla opritorul 5, a carui pozitie este determinate de inelele elastice 6. Forta de frecare dintre bolt si inelele 6 este mai mare decat forta arcului de readucere 8 din interiorul bucsei 4. La franare, pistonul se deplaseaza spre dreapta impreuna cu bucsa 4, in limitele valorii j. Daca in urma uzarii garniturii 1 cursa pistonului depaseste valoarea j, opritorul 5 forteaza inelele elastice 6 sa alunece pe boltul 7 cu o distanta corespunzatoare. Dupa incetarea franarii, sub actiunea arcului 8, pistonul revine in contact cu inelele elastice la noua pozitie a acestora, mentinand jocul j.
Dispozitivul din figura 6.5, c este compus din axul 8, prevazut la un capat cu un filet cu mai multe inceputuri, pe care se gaseste mansonul 12, arcul 13, rulmentii 11 si saiba 10. Mansonul 12 este montat pe portiunea filetata a axului 8. Saiba 10 este solidara cu pistonul 14 si asigurata in acesta cu un inel elastic. In timpul franarii, pistonul 14 se deplaseaza si apasa garniturile de frictiune pe disc. Cursa pistonului va fie gala cu jocul j dintre mansonul 12 si rulmentul 11. In timpul deplasarii pistonului, garniture de etansare 3, montata intr-un locas din cilindru, se deformeaza. La defranare, garniture 3 readuce pistonul in pozitia initiala. In cazul in care garniturile de frictiune s-au uzat, jocul dintre acestea si disc depaseste 0.42…0.7 mm, pistonul va efectua o cursa mai mare. Dupa deplasarea pistonului cu jocul j, acesta va actiona asupra mansonului 12 prin intermediul saibei 10 si al rulmentului 11, facandu-l sa se roteasca pe axul 8 si deci sa se deplaseze spre stanga. Arcul 13, montat pe mansonul 12 si solidarizat la partea din stanga cu pistonul 14, nu se opune rotatiei mansonului pe ax, deoarece prin aceasta rotire el se decupleaza de acesta, ca urmare a maririi diametrului sau interior. La eliberarea pedalei de frana, pistonul revine sub actiunea garniturii 3, care ia forma initiala. Cursa de revenire a pistonului va fi egala cu jocul de functionare. Pistonul se va opri in contact cu mansonul, care la randul sau, va fi blocat in noua pozitie de catre arcul 13, care revine la diametrul initial.
163
a b
cFigura 6.5 Dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garniturile de frictiune
CAPITOLUL 7
Elaborarea procesului tehnologic de montare si demontare a sistemului de franare, pe si de pe autoturism
Instalatia de franare in diferite variante constructive prezinta importanta deosebita
deoarece determina direct securitatea active a autovehiculelor si posibilitatea de utilizare
integrala a vitezei si acceleratiei acestora in timpul exploatarii. Datorita rolului sau
164
instalatia de franare trebuie sa prezinte o siguranta de functionare perfecta in orice etapa de
exploatare a autovehiculului.
Pentru a asigura conditiile functionale impuse, instalatia de franare este alcatuita
dintr-o serie de elemente (figura 7.1) care dupa rolul pe care il indeplinesc pot fi: elemente
de lucru(franele propriu-zise), elementele sistemului de comanda si elementele de
legatura(conducte).
Schemele instalatiei de franare in functie de tipul autovehiculului se mai
completeaza atat din punct de vedere al numarului de circuite cat si al elementelor de
comanda si siguranta de functionare.
Din punct de vedere al montajului o parte din elemente(indeosebi cele de lucru) se
monteaza odata cu montajul puntilor, iar celelalte elemente la montajul general al
autovehiculului.
Figura 7.1 Schema instalatiei de franare
Elementele componente ale instalatiei de franare ce se regasesc pe schema din
figura 7.1 sunt urmatoarele:
1. pedala de frana;
2. cilindrul principal;
3. discul de frana-fata;
4. etrier;
165
5. tambur frana spate;
6. cilindru receptor;
7. racord cu trei cai;
8. limitator de presiune;
9. cablul principal al franei de stationare;
10. maneta franei de stationare.
7.1 Procesul tehnologic de montare si demontare a pompei centrale de frana
In cazul cilindrului principal de la autoturismele cu un circuit simplu de franare,
pentru demontare se procedeaza astfel:
- se scoate cu ajutorul unei seringi tot lichidul de frana din rezervorul compensator,
se desfac cele 3 racorduri rigide (figura 7.2) si piulitele de la suportul palier sau
suportul servofrana- se extrage cilindrul principal;
- se dezasambleaza cilindrul principal in piese componente;
- se verifica alezajul si ovalitatea cilindrului principal;
- se curata in alcool toate piesele;
- se inlocuiesc piesele care prezinta uzuri importante, rizuri, etc.
Figura 7.2 Procedeul de demontare al pompei centrale cu simplu circuit:
166
1- siguranta; 2 - rondela; 3 - piston; 4 - inel; 5 - garnitura de etansare; 6 - arc; 7 - supapa; 8 - corpul pompei;
9 - rezervor compensator; 10 - capac.
Pentru dezasamblarea cilindrului principal tandem, operatiile sunt identice, facandu-se
precizarea ca piesele, ce constituie pistonul principal si pistonul secundar, nu trebuie sa fi
dezasamblate, in cazul deteriorarii sau uzarii exagerate a uneia dintre aceste piese, se
inlocuiesc obligatoriu ansamblul piston primar sau piston secundar ce se gasesc ca piese de
schimb.
Pentru demontarea pompei centrale cu servofrana, se fac urmatoarele operatii:
- se deconecteaza bateria;
- se goleste rezervorul compensator;
- se desfac cele 3 conducte de la pompa centrala si furtunul de depresiune(figura 7.3);
- se demonteaza axul 3 al furcii de legatura la pedala si piulitele 4, de fixare a
servofranei pe tablier, si se scoate mecanismul de servofrana.
Figura 7.3 Procedeul de demontare a pompei centrale cu servofrana:
1- conducte rigide; 2- furtunul de depresiune; axul furcii de legatura la pedala; piulite de fixare.
.
Reasamblarea pompei centrale pentru simplu sau dublu circuit se face in ordinea
demontarii, respectandu-se urmatoarele conditii tehnice:
- inainte de reasamblare toate piesele se introduce in lichid de frana;
167
- la pompa centrala tip IPA-tandem, pentru introducerea stifturilor elastice 1, se
comprima pistoanele 2 (figura 7.4), astfel ca fanta stifturilor elastice sa fie orientata
spre spatele pompei, respectiv spre tija impingatoare.
Figura 7.4 Montarea pompei centrale tandem:
1- stift elastic; 2- piston
La remontarea mecanismului servofrana se realizeaza urmatoarele operatii:
- se verifica si se regleaza cursa libera a pedalei de frana;
- se scoate aerul din circuitul de franare.
7.2 Procesul tehnologic de montare si demontare a etrierului
La demontarea etrirului se executa operatiile principale:
- se demonteaza roata fata;
- se scoate lichidul de frana din rezervorul compensator;
- se scot sigurantele si placile de fixare;
- se desurubeaza racordul canalizatiei rigide pe racordul flexibil si se scoate blocul
etrier, observandu-se si starea de uzura a garniturilor de frana.
Remontarea ansamblului etrier se face in ordinea inversa demontarii, executandu-se
in plus operatiile urmatoare:
168
- umplerea etrierului cu lichid in scopul usurarii aerisirii ulterioare a circuitelor
de franare;
- dupa remontare se executa obligatoriu aerisirea franei.
Cuplurile de strangere(daNm):
- surub de aerisire - 0.8;
- racord flexibil – 2;
- racord conducte rigide – 1.4;
7.3 Procesul tehnologic de montare si demontare a discului de frana
Pentru demontarea ansamblului butuc-disc frana se realizeaza urmatoarele operatii:
- se slabesc piulitele de la roti, se ridica autovehiculul pe cric sau elevator si se scot
rotile;
- se demonteaza etrierul, fara debransarea racordului flexibil si se recupereaza
garniturile de frana;
- se demonteaza suportul etrierului si cele trei suruburi 5 de fixare a discului de frana;
- se imobilizeaza discul de frana si se scoate piulita 6 a fuzetei;
- se insurubeaza trei suruburi 1 speciale in butucul 2 si se verifica daca ele sunt in
contact cu portfuzeta 3;
- prin insurubarea progresiva a suruburilor 1, se extrage ansamblul butuc-disc, apoi
se separa butucul 2 de discul de frana 4.
Dupa demontarea discului, acesta se curate si se sufla cu aer in vederea constatarii
eventualelor defectiuni enumerate mai sus, facandu-se si urmatoarele masuratori:
- grosimea discului de frana;
- bataia axiala.
Remontarea ansamblului butuc-disc pe portfuzeta se face in ordine inverse
operatiilor realizate la demontare, respectandu-se urmatoarele conditii tehnice:
- se verifica starea tehnica a racordurilorflexibile si a garniturilor de frana;
- inainte de a remonta ansamblul disc-butuc pe canelurile fuzetei, este obligatorie
ungerea rulmentului si a alezajului butuc cu unsoare Li Ca Pb II;
- remontarea ansamblului butuc-disc pe fuzeta se face cu dispozitivul T. Av. 236;
169
- se vor respecta cuplurile de strangere astfel: suruburi de fixare a suportului
etrierului – 6.5 daNm; suruburi de fixare a discului pe butuc – 2.5 daNm; piulita
fuzetei – 16 daNm; piulita roata – 7 daNm.
Figura 7.5 Schema de demontare a discului de frana fata:
BIBLIOGRAFIE
1) Andreescu Cr., Danciu G., Oprean M., Anghelache G., Diagnosticarea
automobilelor,lucrari practice, Editura Printech, Bucuresti, 2002;
2) Dale, C., Nitulescu, TH., Precupetu P., Desen tehnic industrial pentru
constructii de masini, Editura tehnica, Bucuresti, 1990 ;
3) Fratila Gh, Calculul si Constructia Automobilelor, Editura Didactica si
Pedagogica, Bucuresti, 1970;
4) Fratila Gh., Marculescu Gh., Sistemele de franare ale autovehiculelor, Editura
Tehnica, Bucuresti, 1986;
5) Fratila Gh., Fratila M., Samoila St., Automobile-cunoastere,intretinere si
reparare, Editura Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 2003;
6) Ivanceanu T., Sofronescu E., Geometrie descriptiva si desen tehnic, Editura
Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1979;
7) Marincas, D., Abaitancei, D., Fabricarea si repararea autovehiculelor rutiere,
Editura tehnica si pedagogica, Bucuresti, 1976;
170
8) Mondiru, C., Autoturisme Dacia, diagnosticare, intretinere, reparare, Editura
tehnica, Bucuresti, 1990;
9) Oprean I.M., Transmisii Automate pentru Automobile, Editura Printech,
Bucuresti, 1999;
10) Parizescu V., Pene de automobil,simptomatica,depistare,remediere, Editura
Tehnica, Bucuresti, 1979;
11) Stoicescu, A., P., Proiectarea performantelor de tractiune si de consum ale
automobilelor, Editura tehnica, Bucuresti, 2007;
12) Stratulat M., Soiman M., Vaiteanu D., Diagnosticarea automobilelor, Editura
Tehnica, Bucuresti, 1977;
13) Stratulat M., Andreescu Cr., Diagnosticarea Automobilului, Societatea Stiinta
si Tehnica S.A., Bucuresti, 1998;
14) Cursul de Calculul si Constructia Automobilelor, 2006;
15) www.bosch.com ;
16) www.Carfolio.com ;
17) www.Cartec.com ;
18) www.Euroncap.com .
171