CAPITOLUL 2

SISTEMUL DE FRANARE

21Rol conditii clasificare

Pentru reducerea vitezei automobilului trebuiesc creiate forte care se opun miscarii numite forte de franare Acestea trebuie sa aiba valori suficient de mari si sa poata fi reglate de catre sofer dupa necesitati Din punct de vedere energetic prin franare se transforma partial sau total energia cinetica sisau potentiala a automobilului in energie termica prin frecare

Sistemul de franare al automobilului este destinat - micsorarii pana la o anumita valoare sau anularii progresive a vitezei

automobilului - imobilizarii automobilului in stationare pe un drum orizontal sau pe

pantele pe care acesta le poate urca si cobora - stabilizarii vitezei automobilului la coborarea pe pante lungi

Sistemul de franare este compus din 1 Dispozitivul de franare care serveste la reducerea vitezei

automobilului pana la valoarea dorita (inclusiv pana la oprire) cu o deceleratie cat mai mare si fara devieri de la traectoria de mers precum si la imobilizarea automobilului pe drum orizontal sau pe pantele pe care le poate urca sau cobora

2 Dispozitivul de incetinire care serveste la stabilizarea vitezei automobilului la coborarea unor pante lungi fara ca dispozitivele de franare de serviciu de securitate sau de stationare sa fie folositePartile componente ale dispozitivelor de franare sunt

- mecanismul de franare care produce fortele de franare - transmisia dispozitivului de franare care transmite comanda franarii

de la elementul de comanda la mecanismul de franare - elementul de comanda este subansamblul actionat direct de catre sofer

(pedala sau maneta) sau de catre remorca pentru a declansa procesul de franare Dispozitivele de franare se clasifica dupa urmatoarele criterii A Dupa utilizare

- dispozitivul de franare principal sau frana de serviciu sau frana principala- dispozitivul de franare de siguranta sau frana de siguranta - dispozitivul de franare de stationare sau frana de stationare

1

- dispozitivul de franare auxiliar sau frana auxiliara B Dupa particularitatile constructive ale mecanismului de franare

- frane cu tambur si saboti interiori - frane cu disc si placheti (bacuri) - frane cu banda - frane combinate

C Dupa locul de dispunere al mecanismului de franare - frane pe roti - frane pe transmisie

D Dupa tipul transmisiei - frane cu transmisie mecanica - frane cu transmisie hidraulica - frane cu transmisie pueumatica - frane cu transmisie electrica - frane cu transmisie combinata

E Dupa sursa de energie folosita pentru actionarea franelor - actionare directa (energia musculara a soferului) - actionare cu servomecanism - actionare combinata

F Dupa numarul de circuite - cu un circuit - cu mai multe circuite

Dispozitivele de incetinire se folosesc la automobile cu mase mai mari de 5000 kg si prezinta avantajele permit creasterea vitezei medii se reduce oboseala soferului scade uzura garniturilor de frecare a franelor de secviciu in medie cu 25hellip30 Ele pot fi

- mecanice ndash asemanatoare cu mecanismele de franare dar cu dimensiuni mai mari si cu o racire mai buna

- pneumatice ndash realizeaza momentul de franare cu ajutorul motorului care lucreaza in regim de compresor

- aerodinamice ndash maresc rezistenta aerodinamica a automobilului - hidrodinamice ndash folosesc frecarea hidraulica - electromagnetice ndash folosesc actiunea unui camp electromagnetic

asupra unui disc rotitor solidarizat cu un element al transmisieiConditiile specifice impuse sistemului de franare sunt sa realizeze

deceleratii impuse sa asigure stabilitatea automobilului in timpul franarii franarea sa fie progresiva fara socuri distribuirea corecta a fortei de franare la punti sa nu permita blocarea rotilor in cazul franarilor intense si pe drumuri cu aderenta scazuta efort limitat la actionarea elementului de comanda mentinerea calitatilor de franare in toate conditiile de exploatare

2

evacuarea caldurii fiabilitate si siguranta in functionare ridicate reglarea jocurilor functionale sa se faca rar si comod eventual automat timp de raspuns scazut franarea sa nu fie influentata de denivelarile drumului si de bracarea rotilor de directie sa permita imobilizarea in panta pe durata lunga forta de franare sa actioneze in ambele sensuri de miscare franarea sa se faca numai la interventia soferului sa reziste fenomenelor de coroziune si imbatranire la care este expus sa nu fie posibila actionarea concomitenta a pedalelor de frana si de acceleratie functionare silentioasa constructie simpla si ieftina

Normativele care reglementeaza sistemul de franare sunt - regulamentul nr 13 al CEE a ONU - directiva 71320CEE

Calculul distantei de oprire si deceleratia medie dezvoltata pentruvehiculele din categoriile M si N sunt prezentate in tabelul 21

Tabelul 21Distanta de oprire (m) si deceleratia medie (ms2 )

22Constructia si elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

221Tipuri de saboti folositi la franele cu tambur

Sabotul primar si sabotul secundarIn figura 21 sunt reprezentate fortele care actioneaza asupra unei

frane cu doi saboti simetrici 1 si 2 Pentru simplificare se considera ca forta normala N si forta de frecare Ff actioneaza pe axa de simetrie a garniturii sabotului

3

Fig21Fortele care actioneaza asupra sabotilor in timpul franarii

Momentul de franare generat de sabotul 1 este ttff rNrFM sdotsdot=sdot= 111 micro (21)

Forta normala se determina din ecuatia de echilibru a sabotului in raport cu articulatia O1 iar pentru a tine cont de lungimea garniturii sabotului (unghiul de infasurare β) se introduce coeficientul k0 la forta normala care se determina cu ajutorul garficului din figura 22

( ) ( )eck

caSNckNeFcaS f sdotminussdot

+sdot=rArr=minus++micro0

1011 0 (22)

Inlocuind pe (22) in (21) se obtine ( )

eck

carSM t

f sdotminussdot+sdotsdotsdot=

micromicro0

1 (23)

Fig22Grafic pentru determinarea coeficientului k0

Similar pentru sabotul 2 se obtine ( )

eck

caSN

sdot+sdot+sdot=micro0

2 si ( )

eck

carSM t

f sdot+sdot+sdotsdotsdot=

micromicro0

2 (24)

Se constata ca pentru aceeasi forta de actionare a sabotilor S 21 ff MM ge

4

Din aceasta cauza sabotul 1 se numeste sabot primar iar sabotul 2 sabot secundar La schimbarea sensului de rotire al tamburului cei doi saboti isi schimba rolurile

Mecanismele de franare cu tambur si saboti interiori care au in compunere un sabot primar si unul secundar se numesc frane simplex cele care au in compunere doi saboti primari se numesc frane duplex iar cele la care sabotii sunt primari pentru ambele sensuri de rotatie ale tamburului se numesc frane duo-duplex

Datorita apasarii mai mari asupra tamburului sabotul primar se va uza mai mult La frana simplex pentru a obtine acelasi grad de uzura a garniturilor la ambii saboti se pot lua urmatoarele masuri marirea lungimii garniturii sabotului primar in comparatie cu cea a sabotului secundar marirea latimii garniturii sabotului primar marirea fortei de actionare a sabotului secundar

In cazul unui mecanism de franare cu doi saboti primari la care sabotul posterior 2 este actionat de sabotul anterior 1 ca in figura 23 se obtin urmatoarele momente de franare

Fig23Fortele care actioneaza asupra franei cu doi saboti primari si actionare a sabotului 2 de catre sabotul 1

ttff rNrFM sdotsdot=sdot= 111 micro si ttff rNrFM sdotsdot=sdot= 222 micro (25) Pentru sabotul anterior forta normala N1 si momentul de franare Mf1

au aceleasi expresii ca in cazul precedent dar pentru sabotul posterior expresia reactiunii normale se schimba dupa cum urmeaza

( ) 0221 =sdotminussdot++sdot aNeFcaQ fx (26) SNQx minus= 11 (27)

Inlocuind pe N1 cu relatia (22) in care se considera k0 =1 0 se obtine ( )

eceaS

Qx sdotminussdot+sdot=

micromicro

1 (28)

Inlocuind in (26) pe Ff2=μN2 si (28) se obtine

5

( ) ( )( ) ( )eaec

eacaSN

sdotminussdotsdotminussdot+sdot+sdot=

micromicromicro

2 (29)

iar momentul de franare al sabotului 2 este ( ) ( )

( ) ( )eaeceacarS

M tf sdotminussdotsdotminus

sdot+sdot+sdotsdotsdot=micromicro

micromicro2 (210)

Comparand relatiile (24) si (210) se constata ca momentul de franare dat de (210) este mult mai mare fata de cel dat de (24) motiv pentru care mecanismul astfel obtinut se numeste servofrana Daca cei doi saboti ai franei sunt primari numai la mersul inainte frana se numeste uni-servo iar daca sabotii sunt primari in ambele sensuri de mers frana se numeste duo-servo

Servofrana are si urmatoarele dezavantaje cresterea brusca a fortelor de franare poate provoca blocarea rotilor uzura neuniforma a garniturilor de frecare

Sabotul articulat si sabotul flotant In functie de modul de fixare a sabotului pe taler sabotii pot fi

- saboti articulati- saboti flotanti

Sabotul articulat se apropie de tambur prin rotirea in jurul unui punct fix si are un singur grad de libertate

Sabotul flotant se apropie de tambur printr-o miscare compusa si are doua grade de libertate El se utilizeaza indeosebi la servofrane permite o utilizare mai rationala a materialului garniturii de frecare si ajunge la situatia de autoblocare la valori mai ridicate ale coeficientului de frecare decat sabotul articulat

222Aprecierea sabotilor

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

S

FE f= (211)

6

Este cunoscut si sub denumirea de raport de transmitere interior al sabotului deoarece arata de cate ori forta de frecare realizata pe tambur depaseste forta de actionare El depinde de tipul si parametrii geometrici ai sabotului de modul de distributie al presiunilor in lungul garniturii de frictiune si de coeficientul de frecare

Eficacitatea franei in ansamblu depinde de eficacitatea sabotilor care o compun Daca sabotii sunt actionati cu forte egale eficacitatea franei este egala cu suma eficacitatii sabotilor iar daca fortele de actionare ale celor doi saboti sunt diferite suma va fi afectata de raportul dintre cele doua forte In tabelul 22 sunt date valorile coeficientului de eficacitate pentru valori medii ale coeficientului de frecare la diferite tipuri de frane cu tambur si saboti interiori la care este exclusa posibilitatea autoblocarii sabotilor

Tabelul 22 Valorile coeficientului de eficacitate Tipul franei Coeficientul de

eficacitateFrana simplex cu deplasare egala a sabotilor 14hellip20Frana simplex cu deplasare independenta a sabotilor 15hellip25Frana duplex 24hellip40Frana servo 35hellip60

Caracteristica de stabilitate a sabotului reprezinta variatia coeficientului de eficacitate al sabotului E in functie de coeficientul de frecare μ adica

( )microfE = (212) In figura 24 se prezinta caracteristica de stabilitate a sabotului Se constata ca sabotul primar ofera o eficacitate mai mare dar are o stabilitate mai scazuta iar sabotul secundar este mai stabil dar cu o eficacitate mai redusa

7

Fig24Caracteristica de stabilitate a sabotului a)sabot primar b)sabot secundar

In figura 25 se prezinta caracteristica de stabilitate a unor tipuri de frane Se constata ca franele simplex in cazul actionarii cu forte egale realizeaza cel mai convenabil compromis intre eficacitate si stabilitate

Fig25Caracteristica de stabilitate pentru diferite tipuri de frane 1-frana simplex cu saboti actionati prin cama 2-frana simplex cu saboti actionati hidraulic (cu forte egale) 3-frana duplex 4-frana servo

8

Sensibilitatea franei este definita de relatia

microd

dEE = (213)

Este bine ca sabotii sa nu aiba o variatie mare a sensibilitatii pentru a mentine constanti parametrii de franare ai automobilului In figura 26 sunt date variatiatiile sensibilitatii pentru diferite tipuri de saboti cu caracteristicile de stabilitate corespunzatoare

Fig26Variatia sensibilitatii si caracteristica de stabilitate corespunzatoare 1-sabot primar 2-sabot secundar 3-frana disc

Autoblocarea sabotului Autoblocarea sabotului se produce atunci cand el este apasat pe

tambur numai datorita fortelor de frecare fara a fi actionat de forta S Ea se poate produce numai pentru sabotul primar si are loc cand momentul de franare dezvoltat de sabot tinde catre infinit

Momentul de franare al sabotilor se determina in functie de tipul franei si de legea de distributie a presiunii pe suprafata garniturii de frictiune in cazul real in care punctul de aplicatie al fortelor N si Ff nu este situat pe conturul exterior si pe axa de simetrie a garniturii de frictiune Astfel pentru sabotul primar al franei simplex cu forte egale de actionare a sabotilor articulati momentul de franare este

( )( ) f

ff a

caSM

ρmicroδmicroδρmicroχsdotminussdot+sdot

sdotsdot+sdotsdot=

sincos

cos1 (214)

unde δ si ρf sunt coordonatele polare ale punctului de aplicatie al fortei normale χ este unghiul la centru de dispunere al articulatiei sabotului

Momentul de franare tinde spre infinit daca numitorul se anuleaza adica

( )δρ

δmicroρmicroδmicroδsin

cos0sincos lim sdotminus

sdot=rArr=sdotminussdot+sdota

aa

ff (215)

9

La dimensionarea franei alegerea coeficientului de frecare al garniturii de frictiune se face astfel ca μμlim le 075

Frana servo are o tendinta mai mare spre autoblocare

223Constructii reprezentative de frane cu tambur si saboti interiori

In tabelul 23 sunt prezentate schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori in functie de tipul celor doi saboti si de natura reazemului

Tabelul 23Schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori

10

In figura 27 se prezinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion (Ural-375)

11

Fig27Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion 1-sabot 2-taler suport 3-excentric pentru reglarea manuala a jocului 4-bolturile sabotilor

Mecanismul de franare prezinta urmatoarele caracteristici sabotii au inima dubla si garniturile de frictiune nituite reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual cu un excentric interior care actioneaza pe talpa sabotului actionarea sabotilor se face cu doi cilindri hidraulici dubli mentinerea sabotilor pe taler se face cu surub si arc montate pe taler arcul de readucere a sabotilor este montat sub cilindrii dubli sunt montate lagare de alunecare intre inima sabotilor si bolturi (este probabil ca sabotii sa fie turnati din aliaj pe baza de aluminiu)

In figura 28 se przinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism (Gaz-24)

12

Fig28Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism 1-piston 2-segmentul elastic al pistonului 3-garnituri de etansare 4-limitator 5-taler suport 6-sabot 7 si 8-articulatie cu excentric pentru reglarea jocului tambur-sabot 9-sistem elastic de mentinere a sabotului pe taler 10-actionarea franei de mana δrsquo- cursa pistonului fata de segment reprezinta jocul prescris dintre sabot si tambur

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive garniturile de frictiune sunt lipite sabotii sunt actionati de un cilindru hidraulic dublu sabotii sunt mentinuti pe limitatorul montat pe talerul suport de catre un sistem elastic montat pe sabot si ancorat de taler reglarea jocului dintre saboti si tambur este mixta (automata prin corelarea elasticitatilor arcului de readucere a sabotilor si a segmentului elastic al pistonului cu cursa dintre piston si segment manuala prin sistemul cu excentric din

13

articulatia sabotului) sistemul cu parghii prin care cablul franei de mana actioneaza cei doi saboti format din parghia articulata de sabotul din stanga tija impingatoare si parghia lunga articulata de sabotul din dreapta

In figura 29 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti cama simpla cu deplasare egala a sabotilor si forte de actionare identice cu actionare pneumatica pentru un autocamion (Kamaz)

Fig29Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu cama simpla pentru un autocamion 1-sabot 2-cama simpla cu deplasare egala a sabotilor 3-talerul suport 4-parghie de actionare a camei 5-lagar suport pentru arborele camei 6-role

Mecanismul are urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima dubla si sunt executati din otel garniturile de frictiune in numar de doua pentru fiecare sabot sunt nituite patru arcuri de readucere mentin sabotii in pozitie neutra talerul este realizat dintr-un disc din otel cama actioneaza sabotii prin intermediul a doua role arborele camei se sprijina pe lagarul suport prin doua bucse din bronz reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual printr-un angrenaj melc-roata melcata montat in butucul parghiei de actionare a camei

In figura 210 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plunger impins si role pentru un autocamion

14

Fig210Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plungere pentru un autocamion 1-sabot 2-placa suport 3-camera de franare 4-plunger 5-role 6-pistoane 7-ghidajul pistoanelor 89 si 10- sistemul de reglare al jocului tambur-saboti

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima simpla si garnituri duble fixate prin nituri sabotii sunt mentinuti pe

15

taler prin lamele elastice talerul suport are o forma complexa contine reazemul sabotilor ghidajul plungerului cilindrii pistoanelor de actionare cu ghidajul lor suportii pentru montarea lamelelor elastice si este executat prin turnare pistoanele care actioneaza sabotii au numai deplasare axiala in interiorul pistoanelor este montat dispozitivul de reglare a jocului tambur-sabot plungerul este cu deplasre independenta si asigura forte egale de actionare a sabotilor asa cum se vede din figura 211

Fig211Modul de lucru al plungerului oscilant a)pozitia initiala b)pozitia de sincronizare a deplasarilor c)pozitia de franare d) schema pentru calculul fortelor

La automobilele moderne jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat si continuu cu dispozitive cu frecare ca cele prezentate in figura 212a si b folosite in cazul actionarilor hidraulice

(b)

Fig212Dispozitive de reglare automata continua a jocului dintre saboti si tambur a)cu frictiune pe sabot 1-bolt fixat pe taler 2-bucsa cu guler 3-saibe de frictiune 4-inima sabotului 5-piulita 6-arc elicoidal δrsquo-jocul prescris b)cu frictiune in cilindrul receptor 5-segment elastic 6-piston 7-cilindru receptor δrsquo-jocul prescris

16

In cazul dispozitivului din figura 212a se foloseste boltul 1 fixat pe talerul franei si montat cu jocul δrsquo in interiorul bucsei 2 Aceasta impreuna cu celelalte componente ale dispozitivului este montata pe inima 4 a sabotului intr-o gaura eliptica cu dimensiuni mai mari decat diametrul exterior al bucsei Jocul de montaj reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Inima sabotului este stransa intre saibele de frictiune 3 cu piulita 5 si arcul elicoidal 6 Forta de frecare care ia nastere intre inima sabotului si saibele de frictiune este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului In cazul in care jocul dintre tambur si sabot va depasi marimea jocului δrsquo la franare dupa ce bucsa sa va rezema de bolt sabotul se va deplasa in continuare sub actiunea fortei de actionare care invinge fortele de frecare Dupa franare arcul de readucere departeaza sabotul de tambur numai cu jocul δrsquo deoarece nu poate invinge forta de frecare interna a dispozitivului

Dispozitivul din figura 212b este montat in interiorul cilindrului receptor si consta din segmentul 5 care apasa puternic pe alezajul cilindrului si este montat cu jocul δrsquo in canalul din piston Forta de frecare dintre cilindru si segment este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului iar functionarea este asemanatoare cu aceea din cazul precedent

Fig213Dispozitiv de reglare automata in trepte a jocului dintre saboti si tambur 8-arcuri disc 9-melc 10-roata melcata 11-disc dintat 12-opritor 13-semicuplaj 14-pinion

17

In figura 213 se prezinta constructia unui dispozitiv cu reglarea in trepte a jocului dintre tambur si sabot folosit in cazul actionarii pnaumatice cu cama a sabotilor Acesta consta dintr-un mecanism cu clichet format din discul dintat 11 fixat pe talerul suport si din opritorul 12 angrenat la un capat de dintii rotii 11 iar la celalalt capat de roata 14 fixata pe arborele melcului 9 prin semicuplajul 13 si asigurata cu pachetul de arcuri disc 8 Pasul clichetului reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Daca acesta se mareste datorita uzurii cama impreuna cu parghia de actionare se roteste cu un unghi mai mare clichetul sare un dinte iar la revenire opritorul roteste arborele melcului aceste roteste roata melcata si aduce parghia de actionare fata de arborele camei in pozitia corespunzatoare jocului normal

Constructia tamburelor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii rigiditate mare pentru a nu vibra in timpul franarii masa si momente de inertie reduse capacitate ridicata de a evacua caldura degajata in timpul franarii rezistenta la variatii rapide si neuniforme ale temperaturii (pe suprafata interioara a tamburului temperatura poate atinge 700hellip8000 C iar pe suprafata exterioara 200hellip2500C) proprietati de frictiune si rezistenta la uzura conservate pana la o temperatura de 4000 C impreuna cu talerul suport sa protejeze mecanismul de franare de apa si impuritati centrare riguroasa fata de butucul rotii Constructia tamburelor este prezentata in figura 214

Fig214Constructia tamburelor a)tambur simplu din fonta fixat prin suruburi pe butucul rotii b)tambur compus fixat prin suruburi pe butucul rotii (1-disc din otel 2-obada din fonta) c)tambur compus fixat pe flansa arborelui planetar (3-camasa din fonta aliata 4-corpul tamburului din aliaj pe baza de aluminiu) dc-diametrul de centrare

18

Tamburele se executa prin turnare centrifugala din fonta cenusie sau aliata cu nichel molibden sau cupru si pot fi de constructie simpla sau combinata La autocamioane si autobuze tamburul este separat de butuc iar la unele autoturisme se toarna impreuna cu butucul In cazul tamburelor de constructie combinata discul central din otel sau camasa interioara din fonta sunt incluse in corpul tamburului in procesul de turnare Tamburul trebuie sa fie bine echilibrat static si dinamic iar bataia radiala pe suprafata de lucru nu trebuie sa depaseasca 008 mm

Diametrul tamburului este corelat cu diametrul jentii Trebuie sa existe o distanta de 20hellip30 mm (dupa unii autori 50hellip60 mm) intre janta si tambur pentru a asigura o buna racire

Sabotii se executa prin ambutisare sisau sudare din tabla din otel prin turnare din fonta sau mai rar din aliaje pe baza de aluminiu Suprafata de lucru este acoperita cu garnitura de frictiune montata pe talpa sabotului prin nituire (nituri moi din Cu sau Al) sau prin lipire In cazul sabotilor mari dupa asamblarea garniturii se face o ajustare a garniturii prin strunjire pentru o pasuire uniforma pe suprafata tamburului In zona actionarii sabotilor de catre cama inima acestora este protejata pentru micsorarea uzurii cu o placuta din otel sau cu o rola

Pentru saboti se recomanda urmatoarele dimensiuni latimea talpii 30hellip70 mm unghiul de infasurare al garniturii 90hellip1200 jocul dintre saboti si tambur la mijlocul sabotului 050hellip100 mm arcurile de retragere ale sabotilor sa dezvolte o forta de 150hellip300 N

Garniturile de frictiune trebuie sa indeplineasca conditii asemanatoare si sunt executate din materiale de baza asemanatoare (difera retelele) cu cele ale ambreiajelor mecanice

224Elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

Factori care influenteaza dimensiunile si durabilitatea garniturilor de frictiune Procesul de franare indeosebi in cazul franarii intensive presupune

transformarea intr-un timp foarte scurt a unei cantitati foarte mari de energie mecanica in energie termica Puterea consumata la demararea automobilului cu acceleratia ad este

360V

ag

GP d

ad sdotsdotsdot= δ [kW] (216)

unde δ este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie

19

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

- dispozitivul de franare auxiliar sau frana auxiliara B Dupa particularitatile constructive ale mecanismului de franare

- frane cu tambur si saboti interiori - frane cu disc si placheti (bacuri) - frane cu banda - frane combinate

C Dupa locul de dispunere al mecanismului de franare - frane pe roti - frane pe transmisie

D Dupa tipul transmisiei - frane cu transmisie mecanica - frane cu transmisie hidraulica - frane cu transmisie pueumatica - frane cu transmisie electrica - frane cu transmisie combinata

E Dupa sursa de energie folosita pentru actionarea franelor - actionare directa (energia musculara a soferului) - actionare cu servomecanism - actionare combinata

F Dupa numarul de circuite - cu un circuit - cu mai multe circuite

Dispozitivele de incetinire se folosesc la automobile cu mase mai mari de 5000 kg si prezinta avantajele permit creasterea vitezei medii se reduce oboseala soferului scade uzura garniturilor de frecare a franelor de secviciu in medie cu 25hellip30 Ele pot fi

- mecanice ndash asemanatoare cu mecanismele de franare dar cu dimensiuni mai mari si cu o racire mai buna

- pneumatice ndash realizeaza momentul de franare cu ajutorul motorului care lucreaza in regim de compresor

- aerodinamice ndash maresc rezistenta aerodinamica a automobilului - hidrodinamice ndash folosesc frecarea hidraulica - electromagnetice ndash folosesc actiunea unui camp electromagnetic

asupra unui disc rotitor solidarizat cu un element al transmisieiConditiile specifice impuse sistemului de franare sunt sa realizeze

deceleratii impuse sa asigure stabilitatea automobilului in timpul franarii franarea sa fie progresiva fara socuri distribuirea corecta a fortei de franare la punti sa nu permita blocarea rotilor in cazul franarilor intense si pe drumuri cu aderenta scazuta efort limitat la actionarea elementului de comanda mentinerea calitatilor de franare in toate conditiile de exploatare

2

evacuarea caldurii fiabilitate si siguranta in functionare ridicate reglarea jocurilor functionale sa se faca rar si comod eventual automat timp de raspuns scazut franarea sa nu fie influentata de denivelarile drumului si de bracarea rotilor de directie sa permita imobilizarea in panta pe durata lunga forta de franare sa actioneze in ambele sensuri de miscare franarea sa se faca numai la interventia soferului sa reziste fenomenelor de coroziune si imbatranire la care este expus sa nu fie posibila actionarea concomitenta a pedalelor de frana si de acceleratie functionare silentioasa constructie simpla si ieftina

Normativele care reglementeaza sistemul de franare sunt - regulamentul nr 13 al CEE a ONU - directiva 71320CEE

Calculul distantei de oprire si deceleratia medie dezvoltata pentruvehiculele din categoriile M si N sunt prezentate in tabelul 21

Tabelul 21Distanta de oprire (m) si deceleratia medie (ms2 )

22Constructia si elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

221Tipuri de saboti folositi la franele cu tambur

Sabotul primar si sabotul secundarIn figura 21 sunt reprezentate fortele care actioneaza asupra unei

frane cu doi saboti simetrici 1 si 2 Pentru simplificare se considera ca forta normala N si forta de frecare Ff actioneaza pe axa de simetrie a garniturii sabotului

3

Fig21Fortele care actioneaza asupra sabotilor in timpul franarii

Momentul de franare generat de sabotul 1 este ttff rNrFM sdotsdot=sdot= 111 micro (21)

Forta normala se determina din ecuatia de echilibru a sabotului in raport cu articulatia O1 iar pentru a tine cont de lungimea garniturii sabotului (unghiul de infasurare β) se introduce coeficientul k0 la forta normala care se determina cu ajutorul garficului din figura 22

( ) ( )eck

caSNckNeFcaS f sdotminussdot

+sdot=rArr=minus++micro0

1011 0 (22)

Inlocuind pe (22) in (21) se obtine ( )

eck

carSM t

f sdotminussdot+sdotsdotsdot=

micromicro0

1 (23)

Fig22Grafic pentru determinarea coeficientului k0

Similar pentru sabotul 2 se obtine ( )

eck

caSN

sdot+sdot+sdot=micro0

2 si ( )

eck

carSM t

f sdot+sdot+sdotsdotsdot=

micromicro0

2 (24)

Se constata ca pentru aceeasi forta de actionare a sabotilor S 21 ff MM ge

4

Din aceasta cauza sabotul 1 se numeste sabot primar iar sabotul 2 sabot secundar La schimbarea sensului de rotire al tamburului cei doi saboti isi schimba rolurile

Mecanismele de franare cu tambur si saboti interiori care au in compunere un sabot primar si unul secundar se numesc frane simplex cele care au in compunere doi saboti primari se numesc frane duplex iar cele la care sabotii sunt primari pentru ambele sensuri de rotatie ale tamburului se numesc frane duo-duplex

Datorita apasarii mai mari asupra tamburului sabotul primar se va uza mai mult La frana simplex pentru a obtine acelasi grad de uzura a garniturilor la ambii saboti se pot lua urmatoarele masuri marirea lungimii garniturii sabotului primar in comparatie cu cea a sabotului secundar marirea latimii garniturii sabotului primar marirea fortei de actionare a sabotului secundar

In cazul unui mecanism de franare cu doi saboti primari la care sabotul posterior 2 este actionat de sabotul anterior 1 ca in figura 23 se obtin urmatoarele momente de franare

Fig23Fortele care actioneaza asupra franei cu doi saboti primari si actionare a sabotului 2 de catre sabotul 1

ttff rNrFM sdotsdot=sdot= 111 micro si ttff rNrFM sdotsdot=sdot= 222 micro (25) Pentru sabotul anterior forta normala N1 si momentul de franare Mf1

au aceleasi expresii ca in cazul precedent dar pentru sabotul posterior expresia reactiunii normale se schimba dupa cum urmeaza

( ) 0221 =sdotminussdot++sdot aNeFcaQ fx (26) SNQx minus= 11 (27)

Inlocuind pe N1 cu relatia (22) in care se considera k0 =1 0 se obtine ( )

eceaS

Qx sdotminussdot+sdot=

micromicro

1 (28)

Inlocuind in (26) pe Ff2=μN2 si (28) se obtine

5

( ) ( )( ) ( )eaec

eacaSN

sdotminussdotsdotminussdot+sdot+sdot=

micromicromicro

2 (29)

iar momentul de franare al sabotului 2 este ( ) ( )

( ) ( )eaeceacarS

M tf sdotminussdotsdotminus

sdot+sdot+sdotsdotsdot=micromicro

micromicro2 (210)

Comparand relatiile (24) si (210) se constata ca momentul de franare dat de (210) este mult mai mare fata de cel dat de (24) motiv pentru care mecanismul astfel obtinut se numeste servofrana Daca cei doi saboti ai franei sunt primari numai la mersul inainte frana se numeste uni-servo iar daca sabotii sunt primari in ambele sensuri de mers frana se numeste duo-servo

Servofrana are si urmatoarele dezavantaje cresterea brusca a fortelor de franare poate provoca blocarea rotilor uzura neuniforma a garniturilor de frecare

Sabotul articulat si sabotul flotant In functie de modul de fixare a sabotului pe taler sabotii pot fi

- saboti articulati- saboti flotanti

Sabotul articulat se apropie de tambur prin rotirea in jurul unui punct fix si are un singur grad de libertate

Sabotul flotant se apropie de tambur printr-o miscare compusa si are doua grade de libertate El se utilizeaza indeosebi la servofrane permite o utilizare mai rationala a materialului garniturii de frecare si ajunge la situatia de autoblocare la valori mai ridicate ale coeficientului de frecare decat sabotul articulat

222Aprecierea sabotilor

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

S

FE f= (211)

6

Este cunoscut si sub denumirea de raport de transmitere interior al sabotului deoarece arata de cate ori forta de frecare realizata pe tambur depaseste forta de actionare El depinde de tipul si parametrii geometrici ai sabotului de modul de distributie al presiunilor in lungul garniturii de frictiune si de coeficientul de frecare

Eficacitatea franei in ansamblu depinde de eficacitatea sabotilor care o compun Daca sabotii sunt actionati cu forte egale eficacitatea franei este egala cu suma eficacitatii sabotilor iar daca fortele de actionare ale celor doi saboti sunt diferite suma va fi afectata de raportul dintre cele doua forte In tabelul 22 sunt date valorile coeficientului de eficacitate pentru valori medii ale coeficientului de frecare la diferite tipuri de frane cu tambur si saboti interiori la care este exclusa posibilitatea autoblocarii sabotilor

Tabelul 22 Valorile coeficientului de eficacitate Tipul franei Coeficientul de

eficacitateFrana simplex cu deplasare egala a sabotilor 14hellip20Frana simplex cu deplasare independenta a sabotilor 15hellip25Frana duplex 24hellip40Frana servo 35hellip60

Caracteristica de stabilitate a sabotului reprezinta variatia coeficientului de eficacitate al sabotului E in functie de coeficientul de frecare μ adica

( )microfE = (212) In figura 24 se prezinta caracteristica de stabilitate a sabotului Se constata ca sabotul primar ofera o eficacitate mai mare dar are o stabilitate mai scazuta iar sabotul secundar este mai stabil dar cu o eficacitate mai redusa

7

Fig24Caracteristica de stabilitate a sabotului a)sabot primar b)sabot secundar

In figura 25 se prezinta caracteristica de stabilitate a unor tipuri de frane Se constata ca franele simplex in cazul actionarii cu forte egale realizeaza cel mai convenabil compromis intre eficacitate si stabilitate

Fig25Caracteristica de stabilitate pentru diferite tipuri de frane 1-frana simplex cu saboti actionati prin cama 2-frana simplex cu saboti actionati hidraulic (cu forte egale) 3-frana duplex 4-frana servo

8

Sensibilitatea franei este definita de relatia

microd

dEE = (213)

Este bine ca sabotii sa nu aiba o variatie mare a sensibilitatii pentru a mentine constanti parametrii de franare ai automobilului In figura 26 sunt date variatiatiile sensibilitatii pentru diferite tipuri de saboti cu caracteristicile de stabilitate corespunzatoare

Fig26Variatia sensibilitatii si caracteristica de stabilitate corespunzatoare 1-sabot primar 2-sabot secundar 3-frana disc

Autoblocarea sabotului Autoblocarea sabotului se produce atunci cand el este apasat pe

tambur numai datorita fortelor de frecare fara a fi actionat de forta S Ea se poate produce numai pentru sabotul primar si are loc cand momentul de franare dezvoltat de sabot tinde catre infinit

Momentul de franare al sabotilor se determina in functie de tipul franei si de legea de distributie a presiunii pe suprafata garniturii de frictiune in cazul real in care punctul de aplicatie al fortelor N si Ff nu este situat pe conturul exterior si pe axa de simetrie a garniturii de frictiune Astfel pentru sabotul primar al franei simplex cu forte egale de actionare a sabotilor articulati momentul de franare este

( )( ) f

ff a

caSM

ρmicroδmicroδρmicroχsdotminussdot+sdot

sdotsdot+sdotsdot=

sincos

cos1 (214)

unde δ si ρf sunt coordonatele polare ale punctului de aplicatie al fortei normale χ este unghiul la centru de dispunere al articulatiei sabotului

Momentul de franare tinde spre infinit daca numitorul se anuleaza adica

( )δρ

δmicroρmicroδmicroδsin

cos0sincos lim sdotminus

sdot=rArr=sdotminussdot+sdota

aa

ff (215)

9

La dimensionarea franei alegerea coeficientului de frecare al garniturii de frictiune se face astfel ca μμlim le 075

Frana servo are o tendinta mai mare spre autoblocare

223Constructii reprezentative de frane cu tambur si saboti interiori

In tabelul 23 sunt prezentate schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori in functie de tipul celor doi saboti si de natura reazemului

Tabelul 23Schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori

10

In figura 27 se prezinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion (Ural-375)

11

Fig27Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion 1-sabot 2-taler suport 3-excentric pentru reglarea manuala a jocului 4-bolturile sabotilor

Mecanismul de franare prezinta urmatoarele caracteristici sabotii au inima dubla si garniturile de frictiune nituite reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual cu un excentric interior care actioneaza pe talpa sabotului actionarea sabotilor se face cu doi cilindri hidraulici dubli mentinerea sabotilor pe taler se face cu surub si arc montate pe taler arcul de readucere a sabotilor este montat sub cilindrii dubli sunt montate lagare de alunecare intre inima sabotilor si bolturi (este probabil ca sabotii sa fie turnati din aliaj pe baza de aluminiu)

In figura 28 se przinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism (Gaz-24)

12

Fig28Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism 1-piston 2-segmentul elastic al pistonului 3-garnituri de etansare 4-limitator 5-taler suport 6-sabot 7 si 8-articulatie cu excentric pentru reglarea jocului tambur-sabot 9-sistem elastic de mentinere a sabotului pe taler 10-actionarea franei de mana δrsquo- cursa pistonului fata de segment reprezinta jocul prescris dintre sabot si tambur

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive garniturile de frictiune sunt lipite sabotii sunt actionati de un cilindru hidraulic dublu sabotii sunt mentinuti pe limitatorul montat pe talerul suport de catre un sistem elastic montat pe sabot si ancorat de taler reglarea jocului dintre saboti si tambur este mixta (automata prin corelarea elasticitatilor arcului de readucere a sabotilor si a segmentului elastic al pistonului cu cursa dintre piston si segment manuala prin sistemul cu excentric din

13

articulatia sabotului) sistemul cu parghii prin care cablul franei de mana actioneaza cei doi saboti format din parghia articulata de sabotul din stanga tija impingatoare si parghia lunga articulata de sabotul din dreapta

In figura 29 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti cama simpla cu deplasare egala a sabotilor si forte de actionare identice cu actionare pneumatica pentru un autocamion (Kamaz)

Fig29Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu cama simpla pentru un autocamion 1-sabot 2-cama simpla cu deplasare egala a sabotilor 3-talerul suport 4-parghie de actionare a camei 5-lagar suport pentru arborele camei 6-role

Mecanismul are urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima dubla si sunt executati din otel garniturile de frictiune in numar de doua pentru fiecare sabot sunt nituite patru arcuri de readucere mentin sabotii in pozitie neutra talerul este realizat dintr-un disc din otel cama actioneaza sabotii prin intermediul a doua role arborele camei se sprijina pe lagarul suport prin doua bucse din bronz reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual printr-un angrenaj melc-roata melcata montat in butucul parghiei de actionare a camei

In figura 210 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plunger impins si role pentru un autocamion

14

Fig210Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plungere pentru un autocamion 1-sabot 2-placa suport 3-camera de franare 4-plunger 5-role 6-pistoane 7-ghidajul pistoanelor 89 si 10- sistemul de reglare al jocului tambur-saboti

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima simpla si garnituri duble fixate prin nituri sabotii sunt mentinuti pe

15

taler prin lamele elastice talerul suport are o forma complexa contine reazemul sabotilor ghidajul plungerului cilindrii pistoanelor de actionare cu ghidajul lor suportii pentru montarea lamelelor elastice si este executat prin turnare pistoanele care actioneaza sabotii au numai deplasare axiala in interiorul pistoanelor este montat dispozitivul de reglare a jocului tambur-sabot plungerul este cu deplasre independenta si asigura forte egale de actionare a sabotilor asa cum se vede din figura 211

Fig211Modul de lucru al plungerului oscilant a)pozitia initiala b)pozitia de sincronizare a deplasarilor c)pozitia de franare d) schema pentru calculul fortelor

La automobilele moderne jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat si continuu cu dispozitive cu frecare ca cele prezentate in figura 212a si b folosite in cazul actionarilor hidraulice

(b)

Fig212Dispozitive de reglare automata continua a jocului dintre saboti si tambur a)cu frictiune pe sabot 1-bolt fixat pe taler 2-bucsa cu guler 3-saibe de frictiune 4-inima sabotului 5-piulita 6-arc elicoidal δrsquo-jocul prescris b)cu frictiune in cilindrul receptor 5-segment elastic 6-piston 7-cilindru receptor δrsquo-jocul prescris

16

In cazul dispozitivului din figura 212a se foloseste boltul 1 fixat pe talerul franei si montat cu jocul δrsquo in interiorul bucsei 2 Aceasta impreuna cu celelalte componente ale dispozitivului este montata pe inima 4 a sabotului intr-o gaura eliptica cu dimensiuni mai mari decat diametrul exterior al bucsei Jocul de montaj reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Inima sabotului este stransa intre saibele de frictiune 3 cu piulita 5 si arcul elicoidal 6 Forta de frecare care ia nastere intre inima sabotului si saibele de frictiune este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului In cazul in care jocul dintre tambur si sabot va depasi marimea jocului δrsquo la franare dupa ce bucsa sa va rezema de bolt sabotul se va deplasa in continuare sub actiunea fortei de actionare care invinge fortele de frecare Dupa franare arcul de readucere departeaza sabotul de tambur numai cu jocul δrsquo deoarece nu poate invinge forta de frecare interna a dispozitivului

Dispozitivul din figura 212b este montat in interiorul cilindrului receptor si consta din segmentul 5 care apasa puternic pe alezajul cilindrului si este montat cu jocul δrsquo in canalul din piston Forta de frecare dintre cilindru si segment este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului iar functionarea este asemanatoare cu aceea din cazul precedent

Fig213Dispozitiv de reglare automata in trepte a jocului dintre saboti si tambur 8-arcuri disc 9-melc 10-roata melcata 11-disc dintat 12-opritor 13-semicuplaj 14-pinion

17

In figura 213 se prezinta constructia unui dispozitiv cu reglarea in trepte a jocului dintre tambur si sabot folosit in cazul actionarii pnaumatice cu cama a sabotilor Acesta consta dintr-un mecanism cu clichet format din discul dintat 11 fixat pe talerul suport si din opritorul 12 angrenat la un capat de dintii rotii 11 iar la celalalt capat de roata 14 fixata pe arborele melcului 9 prin semicuplajul 13 si asigurata cu pachetul de arcuri disc 8 Pasul clichetului reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Daca acesta se mareste datorita uzurii cama impreuna cu parghia de actionare se roteste cu un unghi mai mare clichetul sare un dinte iar la revenire opritorul roteste arborele melcului aceste roteste roata melcata si aduce parghia de actionare fata de arborele camei in pozitia corespunzatoare jocului normal

Constructia tamburelor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii rigiditate mare pentru a nu vibra in timpul franarii masa si momente de inertie reduse capacitate ridicata de a evacua caldura degajata in timpul franarii rezistenta la variatii rapide si neuniforme ale temperaturii (pe suprafata interioara a tamburului temperatura poate atinge 700hellip8000 C iar pe suprafata exterioara 200hellip2500C) proprietati de frictiune si rezistenta la uzura conservate pana la o temperatura de 4000 C impreuna cu talerul suport sa protejeze mecanismul de franare de apa si impuritati centrare riguroasa fata de butucul rotii Constructia tamburelor este prezentata in figura 214

Fig214Constructia tamburelor a)tambur simplu din fonta fixat prin suruburi pe butucul rotii b)tambur compus fixat prin suruburi pe butucul rotii (1-disc din otel 2-obada din fonta) c)tambur compus fixat pe flansa arborelui planetar (3-camasa din fonta aliata 4-corpul tamburului din aliaj pe baza de aluminiu) dc-diametrul de centrare

18

Tamburele se executa prin turnare centrifugala din fonta cenusie sau aliata cu nichel molibden sau cupru si pot fi de constructie simpla sau combinata La autocamioane si autobuze tamburul este separat de butuc iar la unele autoturisme se toarna impreuna cu butucul In cazul tamburelor de constructie combinata discul central din otel sau camasa interioara din fonta sunt incluse in corpul tamburului in procesul de turnare Tamburul trebuie sa fie bine echilibrat static si dinamic iar bataia radiala pe suprafata de lucru nu trebuie sa depaseasca 008 mm

Diametrul tamburului este corelat cu diametrul jentii Trebuie sa existe o distanta de 20hellip30 mm (dupa unii autori 50hellip60 mm) intre janta si tambur pentru a asigura o buna racire

Sabotii se executa prin ambutisare sisau sudare din tabla din otel prin turnare din fonta sau mai rar din aliaje pe baza de aluminiu Suprafata de lucru este acoperita cu garnitura de frictiune montata pe talpa sabotului prin nituire (nituri moi din Cu sau Al) sau prin lipire In cazul sabotilor mari dupa asamblarea garniturii se face o ajustare a garniturii prin strunjire pentru o pasuire uniforma pe suprafata tamburului In zona actionarii sabotilor de catre cama inima acestora este protejata pentru micsorarea uzurii cu o placuta din otel sau cu o rola

Pentru saboti se recomanda urmatoarele dimensiuni latimea talpii 30hellip70 mm unghiul de infasurare al garniturii 90hellip1200 jocul dintre saboti si tambur la mijlocul sabotului 050hellip100 mm arcurile de retragere ale sabotilor sa dezvolte o forta de 150hellip300 N

Garniturile de frictiune trebuie sa indeplineasca conditii asemanatoare si sunt executate din materiale de baza asemanatoare (difera retelele) cu cele ale ambreiajelor mecanice

224Elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

Factori care influenteaza dimensiunile si durabilitatea garniturilor de frictiune Procesul de franare indeosebi in cazul franarii intensive presupune

transformarea intr-un timp foarte scurt a unei cantitati foarte mari de energie mecanica in energie termica Puterea consumata la demararea automobilului cu acceleratia ad este

360V

ag

GP d

ad sdotsdotsdot= δ [kW] (216)

unde δ este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie

19

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

evacuarea caldurii fiabilitate si siguranta in functionare ridicate reglarea jocurilor functionale sa se faca rar si comod eventual automat timp de raspuns scazut franarea sa nu fie influentata de denivelarile drumului si de bracarea rotilor de directie sa permita imobilizarea in panta pe durata lunga forta de franare sa actioneze in ambele sensuri de miscare franarea sa se faca numai la interventia soferului sa reziste fenomenelor de coroziune si imbatranire la care este expus sa nu fie posibila actionarea concomitenta a pedalelor de frana si de acceleratie functionare silentioasa constructie simpla si ieftina

Normativele care reglementeaza sistemul de franare sunt - regulamentul nr 13 al CEE a ONU - directiva 71320CEE

Calculul distantei de oprire si deceleratia medie dezvoltata pentruvehiculele din categoriile M si N sunt prezentate in tabelul 21

Tabelul 21Distanta de oprire (m) si deceleratia medie (ms2 )

22Constructia si elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

221Tipuri de saboti folositi la franele cu tambur

Sabotul primar si sabotul secundarIn figura 21 sunt reprezentate fortele care actioneaza asupra unei

frane cu doi saboti simetrici 1 si 2 Pentru simplificare se considera ca forta normala N si forta de frecare Ff actioneaza pe axa de simetrie a garniturii sabotului

3

Fig21Fortele care actioneaza asupra sabotilor in timpul franarii

Momentul de franare generat de sabotul 1 este ttff rNrFM sdotsdot=sdot= 111 micro (21)

Forta normala se determina din ecuatia de echilibru a sabotului in raport cu articulatia O1 iar pentru a tine cont de lungimea garniturii sabotului (unghiul de infasurare β) se introduce coeficientul k0 la forta normala care se determina cu ajutorul garficului din figura 22

( ) ( )eck

caSNckNeFcaS f sdotminussdot

+sdot=rArr=minus++micro0

1011 0 (22)

Inlocuind pe (22) in (21) se obtine ( )

eck

carSM t

f sdotminussdot+sdotsdotsdot=

micromicro0

1 (23)

Fig22Grafic pentru determinarea coeficientului k0

Similar pentru sabotul 2 se obtine ( )

eck

caSN

sdot+sdot+sdot=micro0

2 si ( )

eck

carSM t

f sdot+sdot+sdotsdotsdot=

micromicro0

2 (24)

Se constata ca pentru aceeasi forta de actionare a sabotilor S 21 ff MM ge

4

Din aceasta cauza sabotul 1 se numeste sabot primar iar sabotul 2 sabot secundar La schimbarea sensului de rotire al tamburului cei doi saboti isi schimba rolurile

Mecanismele de franare cu tambur si saboti interiori care au in compunere un sabot primar si unul secundar se numesc frane simplex cele care au in compunere doi saboti primari se numesc frane duplex iar cele la care sabotii sunt primari pentru ambele sensuri de rotatie ale tamburului se numesc frane duo-duplex

Datorita apasarii mai mari asupra tamburului sabotul primar se va uza mai mult La frana simplex pentru a obtine acelasi grad de uzura a garniturilor la ambii saboti se pot lua urmatoarele masuri marirea lungimii garniturii sabotului primar in comparatie cu cea a sabotului secundar marirea latimii garniturii sabotului primar marirea fortei de actionare a sabotului secundar

In cazul unui mecanism de franare cu doi saboti primari la care sabotul posterior 2 este actionat de sabotul anterior 1 ca in figura 23 se obtin urmatoarele momente de franare

Fig23Fortele care actioneaza asupra franei cu doi saboti primari si actionare a sabotului 2 de catre sabotul 1

ttff rNrFM sdotsdot=sdot= 111 micro si ttff rNrFM sdotsdot=sdot= 222 micro (25) Pentru sabotul anterior forta normala N1 si momentul de franare Mf1

au aceleasi expresii ca in cazul precedent dar pentru sabotul posterior expresia reactiunii normale se schimba dupa cum urmeaza

( ) 0221 =sdotminussdot++sdot aNeFcaQ fx (26) SNQx minus= 11 (27)

Inlocuind pe N1 cu relatia (22) in care se considera k0 =1 0 se obtine ( )

eceaS

Qx sdotminussdot+sdot=

micromicro

1 (28)

Inlocuind in (26) pe Ff2=μN2 si (28) se obtine

5

( ) ( )( ) ( )eaec

eacaSN

sdotminussdotsdotminussdot+sdot+sdot=

micromicromicro

2 (29)

iar momentul de franare al sabotului 2 este ( ) ( )

( ) ( )eaeceacarS

M tf sdotminussdotsdotminus

sdot+sdot+sdotsdotsdot=micromicro

micromicro2 (210)

Comparand relatiile (24) si (210) se constata ca momentul de franare dat de (210) este mult mai mare fata de cel dat de (24) motiv pentru care mecanismul astfel obtinut se numeste servofrana Daca cei doi saboti ai franei sunt primari numai la mersul inainte frana se numeste uni-servo iar daca sabotii sunt primari in ambele sensuri de mers frana se numeste duo-servo

Servofrana are si urmatoarele dezavantaje cresterea brusca a fortelor de franare poate provoca blocarea rotilor uzura neuniforma a garniturilor de frecare

Sabotul articulat si sabotul flotant In functie de modul de fixare a sabotului pe taler sabotii pot fi

- saboti articulati- saboti flotanti

Sabotul articulat se apropie de tambur prin rotirea in jurul unui punct fix si are un singur grad de libertate

Sabotul flotant se apropie de tambur printr-o miscare compusa si are doua grade de libertate El se utilizeaza indeosebi la servofrane permite o utilizare mai rationala a materialului garniturii de frecare si ajunge la situatia de autoblocare la valori mai ridicate ale coeficientului de frecare decat sabotul articulat

222Aprecierea sabotilor

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

S

FE f= (211)

6

Este cunoscut si sub denumirea de raport de transmitere interior al sabotului deoarece arata de cate ori forta de frecare realizata pe tambur depaseste forta de actionare El depinde de tipul si parametrii geometrici ai sabotului de modul de distributie al presiunilor in lungul garniturii de frictiune si de coeficientul de frecare

Eficacitatea franei in ansamblu depinde de eficacitatea sabotilor care o compun Daca sabotii sunt actionati cu forte egale eficacitatea franei este egala cu suma eficacitatii sabotilor iar daca fortele de actionare ale celor doi saboti sunt diferite suma va fi afectata de raportul dintre cele doua forte In tabelul 22 sunt date valorile coeficientului de eficacitate pentru valori medii ale coeficientului de frecare la diferite tipuri de frane cu tambur si saboti interiori la care este exclusa posibilitatea autoblocarii sabotilor

Tabelul 22 Valorile coeficientului de eficacitate Tipul franei Coeficientul de

eficacitateFrana simplex cu deplasare egala a sabotilor 14hellip20Frana simplex cu deplasare independenta a sabotilor 15hellip25Frana duplex 24hellip40Frana servo 35hellip60

Caracteristica de stabilitate a sabotului reprezinta variatia coeficientului de eficacitate al sabotului E in functie de coeficientul de frecare μ adica

( )microfE = (212) In figura 24 se prezinta caracteristica de stabilitate a sabotului Se constata ca sabotul primar ofera o eficacitate mai mare dar are o stabilitate mai scazuta iar sabotul secundar este mai stabil dar cu o eficacitate mai redusa

7

Fig24Caracteristica de stabilitate a sabotului a)sabot primar b)sabot secundar

In figura 25 se prezinta caracteristica de stabilitate a unor tipuri de frane Se constata ca franele simplex in cazul actionarii cu forte egale realizeaza cel mai convenabil compromis intre eficacitate si stabilitate

Fig25Caracteristica de stabilitate pentru diferite tipuri de frane 1-frana simplex cu saboti actionati prin cama 2-frana simplex cu saboti actionati hidraulic (cu forte egale) 3-frana duplex 4-frana servo

8

Sensibilitatea franei este definita de relatia

microd

dEE = (213)

Este bine ca sabotii sa nu aiba o variatie mare a sensibilitatii pentru a mentine constanti parametrii de franare ai automobilului In figura 26 sunt date variatiatiile sensibilitatii pentru diferite tipuri de saboti cu caracteristicile de stabilitate corespunzatoare

Fig26Variatia sensibilitatii si caracteristica de stabilitate corespunzatoare 1-sabot primar 2-sabot secundar 3-frana disc

Autoblocarea sabotului Autoblocarea sabotului se produce atunci cand el este apasat pe

tambur numai datorita fortelor de frecare fara a fi actionat de forta S Ea se poate produce numai pentru sabotul primar si are loc cand momentul de franare dezvoltat de sabot tinde catre infinit

Momentul de franare al sabotilor se determina in functie de tipul franei si de legea de distributie a presiunii pe suprafata garniturii de frictiune in cazul real in care punctul de aplicatie al fortelor N si Ff nu este situat pe conturul exterior si pe axa de simetrie a garniturii de frictiune Astfel pentru sabotul primar al franei simplex cu forte egale de actionare a sabotilor articulati momentul de franare este

( )( ) f

ff a

caSM

ρmicroδmicroδρmicroχsdotminussdot+sdot

sdotsdot+sdotsdot=

sincos

cos1 (214)

unde δ si ρf sunt coordonatele polare ale punctului de aplicatie al fortei normale χ este unghiul la centru de dispunere al articulatiei sabotului

Momentul de franare tinde spre infinit daca numitorul se anuleaza adica

( )δρ

δmicroρmicroδmicroδsin

cos0sincos lim sdotminus

sdot=rArr=sdotminussdot+sdota

aa

ff (215)

9

La dimensionarea franei alegerea coeficientului de frecare al garniturii de frictiune se face astfel ca μμlim le 075

Frana servo are o tendinta mai mare spre autoblocare

223Constructii reprezentative de frane cu tambur si saboti interiori

In tabelul 23 sunt prezentate schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori in functie de tipul celor doi saboti si de natura reazemului

Tabelul 23Schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori

10

In figura 27 se prezinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion (Ural-375)

11

Fig27Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion 1-sabot 2-taler suport 3-excentric pentru reglarea manuala a jocului 4-bolturile sabotilor

Mecanismul de franare prezinta urmatoarele caracteristici sabotii au inima dubla si garniturile de frictiune nituite reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual cu un excentric interior care actioneaza pe talpa sabotului actionarea sabotilor se face cu doi cilindri hidraulici dubli mentinerea sabotilor pe taler se face cu surub si arc montate pe taler arcul de readucere a sabotilor este montat sub cilindrii dubli sunt montate lagare de alunecare intre inima sabotilor si bolturi (este probabil ca sabotii sa fie turnati din aliaj pe baza de aluminiu)

In figura 28 se przinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism (Gaz-24)

12

Fig28Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism 1-piston 2-segmentul elastic al pistonului 3-garnituri de etansare 4-limitator 5-taler suport 6-sabot 7 si 8-articulatie cu excentric pentru reglarea jocului tambur-sabot 9-sistem elastic de mentinere a sabotului pe taler 10-actionarea franei de mana δrsquo- cursa pistonului fata de segment reprezinta jocul prescris dintre sabot si tambur

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive garniturile de frictiune sunt lipite sabotii sunt actionati de un cilindru hidraulic dublu sabotii sunt mentinuti pe limitatorul montat pe talerul suport de catre un sistem elastic montat pe sabot si ancorat de taler reglarea jocului dintre saboti si tambur este mixta (automata prin corelarea elasticitatilor arcului de readucere a sabotilor si a segmentului elastic al pistonului cu cursa dintre piston si segment manuala prin sistemul cu excentric din

13

articulatia sabotului) sistemul cu parghii prin care cablul franei de mana actioneaza cei doi saboti format din parghia articulata de sabotul din stanga tija impingatoare si parghia lunga articulata de sabotul din dreapta

In figura 29 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti cama simpla cu deplasare egala a sabotilor si forte de actionare identice cu actionare pneumatica pentru un autocamion (Kamaz)

Fig29Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu cama simpla pentru un autocamion 1-sabot 2-cama simpla cu deplasare egala a sabotilor 3-talerul suport 4-parghie de actionare a camei 5-lagar suport pentru arborele camei 6-role

Mecanismul are urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima dubla si sunt executati din otel garniturile de frictiune in numar de doua pentru fiecare sabot sunt nituite patru arcuri de readucere mentin sabotii in pozitie neutra talerul este realizat dintr-un disc din otel cama actioneaza sabotii prin intermediul a doua role arborele camei se sprijina pe lagarul suport prin doua bucse din bronz reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual printr-un angrenaj melc-roata melcata montat in butucul parghiei de actionare a camei

In figura 210 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plunger impins si role pentru un autocamion

14

Fig210Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plungere pentru un autocamion 1-sabot 2-placa suport 3-camera de franare 4-plunger 5-role 6-pistoane 7-ghidajul pistoanelor 89 si 10- sistemul de reglare al jocului tambur-saboti

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima simpla si garnituri duble fixate prin nituri sabotii sunt mentinuti pe

15

taler prin lamele elastice talerul suport are o forma complexa contine reazemul sabotilor ghidajul plungerului cilindrii pistoanelor de actionare cu ghidajul lor suportii pentru montarea lamelelor elastice si este executat prin turnare pistoanele care actioneaza sabotii au numai deplasare axiala in interiorul pistoanelor este montat dispozitivul de reglare a jocului tambur-sabot plungerul este cu deplasre independenta si asigura forte egale de actionare a sabotilor asa cum se vede din figura 211

Fig211Modul de lucru al plungerului oscilant a)pozitia initiala b)pozitia de sincronizare a deplasarilor c)pozitia de franare d) schema pentru calculul fortelor

La automobilele moderne jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat si continuu cu dispozitive cu frecare ca cele prezentate in figura 212a si b folosite in cazul actionarilor hidraulice

(b)

Fig212Dispozitive de reglare automata continua a jocului dintre saboti si tambur a)cu frictiune pe sabot 1-bolt fixat pe taler 2-bucsa cu guler 3-saibe de frictiune 4-inima sabotului 5-piulita 6-arc elicoidal δrsquo-jocul prescris b)cu frictiune in cilindrul receptor 5-segment elastic 6-piston 7-cilindru receptor δrsquo-jocul prescris

16

In cazul dispozitivului din figura 212a se foloseste boltul 1 fixat pe talerul franei si montat cu jocul δrsquo in interiorul bucsei 2 Aceasta impreuna cu celelalte componente ale dispozitivului este montata pe inima 4 a sabotului intr-o gaura eliptica cu dimensiuni mai mari decat diametrul exterior al bucsei Jocul de montaj reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Inima sabotului este stransa intre saibele de frictiune 3 cu piulita 5 si arcul elicoidal 6 Forta de frecare care ia nastere intre inima sabotului si saibele de frictiune este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului In cazul in care jocul dintre tambur si sabot va depasi marimea jocului δrsquo la franare dupa ce bucsa sa va rezema de bolt sabotul se va deplasa in continuare sub actiunea fortei de actionare care invinge fortele de frecare Dupa franare arcul de readucere departeaza sabotul de tambur numai cu jocul δrsquo deoarece nu poate invinge forta de frecare interna a dispozitivului

Dispozitivul din figura 212b este montat in interiorul cilindrului receptor si consta din segmentul 5 care apasa puternic pe alezajul cilindrului si este montat cu jocul δrsquo in canalul din piston Forta de frecare dintre cilindru si segment este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului iar functionarea este asemanatoare cu aceea din cazul precedent

Fig213Dispozitiv de reglare automata in trepte a jocului dintre saboti si tambur 8-arcuri disc 9-melc 10-roata melcata 11-disc dintat 12-opritor 13-semicuplaj 14-pinion

17

In figura 213 se prezinta constructia unui dispozitiv cu reglarea in trepte a jocului dintre tambur si sabot folosit in cazul actionarii pnaumatice cu cama a sabotilor Acesta consta dintr-un mecanism cu clichet format din discul dintat 11 fixat pe talerul suport si din opritorul 12 angrenat la un capat de dintii rotii 11 iar la celalalt capat de roata 14 fixata pe arborele melcului 9 prin semicuplajul 13 si asigurata cu pachetul de arcuri disc 8 Pasul clichetului reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Daca acesta se mareste datorita uzurii cama impreuna cu parghia de actionare se roteste cu un unghi mai mare clichetul sare un dinte iar la revenire opritorul roteste arborele melcului aceste roteste roata melcata si aduce parghia de actionare fata de arborele camei in pozitia corespunzatoare jocului normal

Constructia tamburelor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii rigiditate mare pentru a nu vibra in timpul franarii masa si momente de inertie reduse capacitate ridicata de a evacua caldura degajata in timpul franarii rezistenta la variatii rapide si neuniforme ale temperaturii (pe suprafata interioara a tamburului temperatura poate atinge 700hellip8000 C iar pe suprafata exterioara 200hellip2500C) proprietati de frictiune si rezistenta la uzura conservate pana la o temperatura de 4000 C impreuna cu talerul suport sa protejeze mecanismul de franare de apa si impuritati centrare riguroasa fata de butucul rotii Constructia tamburelor este prezentata in figura 214

Fig214Constructia tamburelor a)tambur simplu din fonta fixat prin suruburi pe butucul rotii b)tambur compus fixat prin suruburi pe butucul rotii (1-disc din otel 2-obada din fonta) c)tambur compus fixat pe flansa arborelui planetar (3-camasa din fonta aliata 4-corpul tamburului din aliaj pe baza de aluminiu) dc-diametrul de centrare

18

Tamburele se executa prin turnare centrifugala din fonta cenusie sau aliata cu nichel molibden sau cupru si pot fi de constructie simpla sau combinata La autocamioane si autobuze tamburul este separat de butuc iar la unele autoturisme se toarna impreuna cu butucul In cazul tamburelor de constructie combinata discul central din otel sau camasa interioara din fonta sunt incluse in corpul tamburului in procesul de turnare Tamburul trebuie sa fie bine echilibrat static si dinamic iar bataia radiala pe suprafata de lucru nu trebuie sa depaseasca 008 mm

Diametrul tamburului este corelat cu diametrul jentii Trebuie sa existe o distanta de 20hellip30 mm (dupa unii autori 50hellip60 mm) intre janta si tambur pentru a asigura o buna racire

Sabotii se executa prin ambutisare sisau sudare din tabla din otel prin turnare din fonta sau mai rar din aliaje pe baza de aluminiu Suprafata de lucru este acoperita cu garnitura de frictiune montata pe talpa sabotului prin nituire (nituri moi din Cu sau Al) sau prin lipire In cazul sabotilor mari dupa asamblarea garniturii se face o ajustare a garniturii prin strunjire pentru o pasuire uniforma pe suprafata tamburului In zona actionarii sabotilor de catre cama inima acestora este protejata pentru micsorarea uzurii cu o placuta din otel sau cu o rola

Pentru saboti se recomanda urmatoarele dimensiuni latimea talpii 30hellip70 mm unghiul de infasurare al garniturii 90hellip1200 jocul dintre saboti si tambur la mijlocul sabotului 050hellip100 mm arcurile de retragere ale sabotilor sa dezvolte o forta de 150hellip300 N

Garniturile de frictiune trebuie sa indeplineasca conditii asemanatoare si sunt executate din materiale de baza asemanatoare (difera retelele) cu cele ale ambreiajelor mecanice

224Elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

Factori care influenteaza dimensiunile si durabilitatea garniturilor de frictiune Procesul de franare indeosebi in cazul franarii intensive presupune

transformarea intr-un timp foarte scurt a unei cantitati foarte mari de energie mecanica in energie termica Puterea consumata la demararea automobilului cu acceleratia ad este

360V

ag

GP d

ad sdotsdotsdot= δ [kW] (216)

unde δ este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie

19

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Fig21Fortele care actioneaza asupra sabotilor in timpul franarii

Momentul de franare generat de sabotul 1 este ttff rNrFM sdotsdot=sdot= 111 micro (21)

Forta normala se determina din ecuatia de echilibru a sabotului in raport cu articulatia O1 iar pentru a tine cont de lungimea garniturii sabotului (unghiul de infasurare β) se introduce coeficientul k0 la forta normala care se determina cu ajutorul garficului din figura 22

( ) ( )eck

caSNckNeFcaS f sdotminussdot

+sdot=rArr=minus++micro0

1011 0 (22)

Inlocuind pe (22) in (21) se obtine ( )

eck

carSM t

f sdotminussdot+sdotsdotsdot=

micromicro0

1 (23)

Fig22Grafic pentru determinarea coeficientului k0

Similar pentru sabotul 2 se obtine ( )

eck

caSN

sdot+sdot+sdot=micro0

2 si ( )

eck

carSM t

f sdot+sdot+sdotsdotsdot=

micromicro0

2 (24)

Se constata ca pentru aceeasi forta de actionare a sabotilor S 21 ff MM ge

4

Din aceasta cauza sabotul 1 se numeste sabot primar iar sabotul 2 sabot secundar La schimbarea sensului de rotire al tamburului cei doi saboti isi schimba rolurile

Mecanismele de franare cu tambur si saboti interiori care au in compunere un sabot primar si unul secundar se numesc frane simplex cele care au in compunere doi saboti primari se numesc frane duplex iar cele la care sabotii sunt primari pentru ambele sensuri de rotatie ale tamburului se numesc frane duo-duplex

Datorita apasarii mai mari asupra tamburului sabotul primar se va uza mai mult La frana simplex pentru a obtine acelasi grad de uzura a garniturilor la ambii saboti se pot lua urmatoarele masuri marirea lungimii garniturii sabotului primar in comparatie cu cea a sabotului secundar marirea latimii garniturii sabotului primar marirea fortei de actionare a sabotului secundar

In cazul unui mecanism de franare cu doi saboti primari la care sabotul posterior 2 este actionat de sabotul anterior 1 ca in figura 23 se obtin urmatoarele momente de franare

Fig23Fortele care actioneaza asupra franei cu doi saboti primari si actionare a sabotului 2 de catre sabotul 1

ttff rNrFM sdotsdot=sdot= 111 micro si ttff rNrFM sdotsdot=sdot= 222 micro (25) Pentru sabotul anterior forta normala N1 si momentul de franare Mf1

au aceleasi expresii ca in cazul precedent dar pentru sabotul posterior expresia reactiunii normale se schimba dupa cum urmeaza

( ) 0221 =sdotminussdot++sdot aNeFcaQ fx (26) SNQx minus= 11 (27)

Inlocuind pe N1 cu relatia (22) in care se considera k0 =1 0 se obtine ( )

eceaS

Qx sdotminussdot+sdot=

micromicro

1 (28)

Inlocuind in (26) pe Ff2=μN2 si (28) se obtine

5

( ) ( )( ) ( )eaec

eacaSN

sdotminussdotsdotminussdot+sdot+sdot=

micromicromicro

2 (29)

iar momentul de franare al sabotului 2 este ( ) ( )

( ) ( )eaeceacarS

M tf sdotminussdotsdotminus

sdot+sdot+sdotsdotsdot=micromicro

micromicro2 (210)

Comparand relatiile (24) si (210) se constata ca momentul de franare dat de (210) este mult mai mare fata de cel dat de (24) motiv pentru care mecanismul astfel obtinut se numeste servofrana Daca cei doi saboti ai franei sunt primari numai la mersul inainte frana se numeste uni-servo iar daca sabotii sunt primari in ambele sensuri de mers frana se numeste duo-servo

Servofrana are si urmatoarele dezavantaje cresterea brusca a fortelor de franare poate provoca blocarea rotilor uzura neuniforma a garniturilor de frecare

Sabotul articulat si sabotul flotant In functie de modul de fixare a sabotului pe taler sabotii pot fi

- saboti articulati- saboti flotanti

Sabotul articulat se apropie de tambur prin rotirea in jurul unui punct fix si are un singur grad de libertate

Sabotul flotant se apropie de tambur printr-o miscare compusa si are doua grade de libertate El se utilizeaza indeosebi la servofrane permite o utilizare mai rationala a materialului garniturii de frecare si ajunge la situatia de autoblocare la valori mai ridicate ale coeficientului de frecare decat sabotul articulat

222Aprecierea sabotilor

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

S

FE f= (211)

6

Este cunoscut si sub denumirea de raport de transmitere interior al sabotului deoarece arata de cate ori forta de frecare realizata pe tambur depaseste forta de actionare El depinde de tipul si parametrii geometrici ai sabotului de modul de distributie al presiunilor in lungul garniturii de frictiune si de coeficientul de frecare

Eficacitatea franei in ansamblu depinde de eficacitatea sabotilor care o compun Daca sabotii sunt actionati cu forte egale eficacitatea franei este egala cu suma eficacitatii sabotilor iar daca fortele de actionare ale celor doi saboti sunt diferite suma va fi afectata de raportul dintre cele doua forte In tabelul 22 sunt date valorile coeficientului de eficacitate pentru valori medii ale coeficientului de frecare la diferite tipuri de frane cu tambur si saboti interiori la care este exclusa posibilitatea autoblocarii sabotilor

Tabelul 22 Valorile coeficientului de eficacitate Tipul franei Coeficientul de

eficacitateFrana simplex cu deplasare egala a sabotilor 14hellip20Frana simplex cu deplasare independenta a sabotilor 15hellip25Frana duplex 24hellip40Frana servo 35hellip60

Caracteristica de stabilitate a sabotului reprezinta variatia coeficientului de eficacitate al sabotului E in functie de coeficientul de frecare μ adica

( )microfE = (212) In figura 24 se prezinta caracteristica de stabilitate a sabotului Se constata ca sabotul primar ofera o eficacitate mai mare dar are o stabilitate mai scazuta iar sabotul secundar este mai stabil dar cu o eficacitate mai redusa

7

Fig24Caracteristica de stabilitate a sabotului a)sabot primar b)sabot secundar

In figura 25 se prezinta caracteristica de stabilitate a unor tipuri de frane Se constata ca franele simplex in cazul actionarii cu forte egale realizeaza cel mai convenabil compromis intre eficacitate si stabilitate

Fig25Caracteristica de stabilitate pentru diferite tipuri de frane 1-frana simplex cu saboti actionati prin cama 2-frana simplex cu saboti actionati hidraulic (cu forte egale) 3-frana duplex 4-frana servo

8

Sensibilitatea franei este definita de relatia

microd

dEE = (213)

Este bine ca sabotii sa nu aiba o variatie mare a sensibilitatii pentru a mentine constanti parametrii de franare ai automobilului In figura 26 sunt date variatiatiile sensibilitatii pentru diferite tipuri de saboti cu caracteristicile de stabilitate corespunzatoare

Fig26Variatia sensibilitatii si caracteristica de stabilitate corespunzatoare 1-sabot primar 2-sabot secundar 3-frana disc

Autoblocarea sabotului Autoblocarea sabotului se produce atunci cand el este apasat pe

tambur numai datorita fortelor de frecare fara a fi actionat de forta S Ea se poate produce numai pentru sabotul primar si are loc cand momentul de franare dezvoltat de sabot tinde catre infinit

Momentul de franare al sabotilor se determina in functie de tipul franei si de legea de distributie a presiunii pe suprafata garniturii de frictiune in cazul real in care punctul de aplicatie al fortelor N si Ff nu este situat pe conturul exterior si pe axa de simetrie a garniturii de frictiune Astfel pentru sabotul primar al franei simplex cu forte egale de actionare a sabotilor articulati momentul de franare este

( )( ) f

ff a

caSM

ρmicroδmicroδρmicroχsdotminussdot+sdot

sdotsdot+sdotsdot=

sincos

cos1 (214)

unde δ si ρf sunt coordonatele polare ale punctului de aplicatie al fortei normale χ este unghiul la centru de dispunere al articulatiei sabotului

Momentul de franare tinde spre infinit daca numitorul se anuleaza adica

( )δρ

δmicroρmicroδmicroδsin

cos0sincos lim sdotminus

sdot=rArr=sdotminussdot+sdota

aa

ff (215)

9

La dimensionarea franei alegerea coeficientului de frecare al garniturii de frictiune se face astfel ca μμlim le 075

Frana servo are o tendinta mai mare spre autoblocare

223Constructii reprezentative de frane cu tambur si saboti interiori

In tabelul 23 sunt prezentate schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori in functie de tipul celor doi saboti si de natura reazemului

Tabelul 23Schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori

10

In figura 27 se prezinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion (Ural-375)

11

Fig27Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion 1-sabot 2-taler suport 3-excentric pentru reglarea manuala a jocului 4-bolturile sabotilor

Mecanismul de franare prezinta urmatoarele caracteristici sabotii au inima dubla si garniturile de frictiune nituite reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual cu un excentric interior care actioneaza pe talpa sabotului actionarea sabotilor se face cu doi cilindri hidraulici dubli mentinerea sabotilor pe taler se face cu surub si arc montate pe taler arcul de readucere a sabotilor este montat sub cilindrii dubli sunt montate lagare de alunecare intre inima sabotilor si bolturi (este probabil ca sabotii sa fie turnati din aliaj pe baza de aluminiu)

In figura 28 se przinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism (Gaz-24)

12

Fig28Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism 1-piston 2-segmentul elastic al pistonului 3-garnituri de etansare 4-limitator 5-taler suport 6-sabot 7 si 8-articulatie cu excentric pentru reglarea jocului tambur-sabot 9-sistem elastic de mentinere a sabotului pe taler 10-actionarea franei de mana δrsquo- cursa pistonului fata de segment reprezinta jocul prescris dintre sabot si tambur

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive garniturile de frictiune sunt lipite sabotii sunt actionati de un cilindru hidraulic dublu sabotii sunt mentinuti pe limitatorul montat pe talerul suport de catre un sistem elastic montat pe sabot si ancorat de taler reglarea jocului dintre saboti si tambur este mixta (automata prin corelarea elasticitatilor arcului de readucere a sabotilor si a segmentului elastic al pistonului cu cursa dintre piston si segment manuala prin sistemul cu excentric din

13

articulatia sabotului) sistemul cu parghii prin care cablul franei de mana actioneaza cei doi saboti format din parghia articulata de sabotul din stanga tija impingatoare si parghia lunga articulata de sabotul din dreapta

In figura 29 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti cama simpla cu deplasare egala a sabotilor si forte de actionare identice cu actionare pneumatica pentru un autocamion (Kamaz)

Fig29Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu cama simpla pentru un autocamion 1-sabot 2-cama simpla cu deplasare egala a sabotilor 3-talerul suport 4-parghie de actionare a camei 5-lagar suport pentru arborele camei 6-role

Mecanismul are urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima dubla si sunt executati din otel garniturile de frictiune in numar de doua pentru fiecare sabot sunt nituite patru arcuri de readucere mentin sabotii in pozitie neutra talerul este realizat dintr-un disc din otel cama actioneaza sabotii prin intermediul a doua role arborele camei se sprijina pe lagarul suport prin doua bucse din bronz reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual printr-un angrenaj melc-roata melcata montat in butucul parghiei de actionare a camei

In figura 210 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plunger impins si role pentru un autocamion

14

Fig210Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plungere pentru un autocamion 1-sabot 2-placa suport 3-camera de franare 4-plunger 5-role 6-pistoane 7-ghidajul pistoanelor 89 si 10- sistemul de reglare al jocului tambur-saboti

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima simpla si garnituri duble fixate prin nituri sabotii sunt mentinuti pe

15

taler prin lamele elastice talerul suport are o forma complexa contine reazemul sabotilor ghidajul plungerului cilindrii pistoanelor de actionare cu ghidajul lor suportii pentru montarea lamelelor elastice si este executat prin turnare pistoanele care actioneaza sabotii au numai deplasare axiala in interiorul pistoanelor este montat dispozitivul de reglare a jocului tambur-sabot plungerul este cu deplasre independenta si asigura forte egale de actionare a sabotilor asa cum se vede din figura 211

Fig211Modul de lucru al plungerului oscilant a)pozitia initiala b)pozitia de sincronizare a deplasarilor c)pozitia de franare d) schema pentru calculul fortelor

La automobilele moderne jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat si continuu cu dispozitive cu frecare ca cele prezentate in figura 212a si b folosite in cazul actionarilor hidraulice

(b)

Fig212Dispozitive de reglare automata continua a jocului dintre saboti si tambur a)cu frictiune pe sabot 1-bolt fixat pe taler 2-bucsa cu guler 3-saibe de frictiune 4-inima sabotului 5-piulita 6-arc elicoidal δrsquo-jocul prescris b)cu frictiune in cilindrul receptor 5-segment elastic 6-piston 7-cilindru receptor δrsquo-jocul prescris

16

In cazul dispozitivului din figura 212a se foloseste boltul 1 fixat pe talerul franei si montat cu jocul δrsquo in interiorul bucsei 2 Aceasta impreuna cu celelalte componente ale dispozitivului este montata pe inima 4 a sabotului intr-o gaura eliptica cu dimensiuni mai mari decat diametrul exterior al bucsei Jocul de montaj reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Inima sabotului este stransa intre saibele de frictiune 3 cu piulita 5 si arcul elicoidal 6 Forta de frecare care ia nastere intre inima sabotului si saibele de frictiune este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului In cazul in care jocul dintre tambur si sabot va depasi marimea jocului δrsquo la franare dupa ce bucsa sa va rezema de bolt sabotul se va deplasa in continuare sub actiunea fortei de actionare care invinge fortele de frecare Dupa franare arcul de readucere departeaza sabotul de tambur numai cu jocul δrsquo deoarece nu poate invinge forta de frecare interna a dispozitivului

Dispozitivul din figura 212b este montat in interiorul cilindrului receptor si consta din segmentul 5 care apasa puternic pe alezajul cilindrului si este montat cu jocul δrsquo in canalul din piston Forta de frecare dintre cilindru si segment este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului iar functionarea este asemanatoare cu aceea din cazul precedent

Fig213Dispozitiv de reglare automata in trepte a jocului dintre saboti si tambur 8-arcuri disc 9-melc 10-roata melcata 11-disc dintat 12-opritor 13-semicuplaj 14-pinion

17

In figura 213 se prezinta constructia unui dispozitiv cu reglarea in trepte a jocului dintre tambur si sabot folosit in cazul actionarii pnaumatice cu cama a sabotilor Acesta consta dintr-un mecanism cu clichet format din discul dintat 11 fixat pe talerul suport si din opritorul 12 angrenat la un capat de dintii rotii 11 iar la celalalt capat de roata 14 fixata pe arborele melcului 9 prin semicuplajul 13 si asigurata cu pachetul de arcuri disc 8 Pasul clichetului reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Daca acesta se mareste datorita uzurii cama impreuna cu parghia de actionare se roteste cu un unghi mai mare clichetul sare un dinte iar la revenire opritorul roteste arborele melcului aceste roteste roata melcata si aduce parghia de actionare fata de arborele camei in pozitia corespunzatoare jocului normal

Constructia tamburelor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii rigiditate mare pentru a nu vibra in timpul franarii masa si momente de inertie reduse capacitate ridicata de a evacua caldura degajata in timpul franarii rezistenta la variatii rapide si neuniforme ale temperaturii (pe suprafata interioara a tamburului temperatura poate atinge 700hellip8000 C iar pe suprafata exterioara 200hellip2500C) proprietati de frictiune si rezistenta la uzura conservate pana la o temperatura de 4000 C impreuna cu talerul suport sa protejeze mecanismul de franare de apa si impuritati centrare riguroasa fata de butucul rotii Constructia tamburelor este prezentata in figura 214

Fig214Constructia tamburelor a)tambur simplu din fonta fixat prin suruburi pe butucul rotii b)tambur compus fixat prin suruburi pe butucul rotii (1-disc din otel 2-obada din fonta) c)tambur compus fixat pe flansa arborelui planetar (3-camasa din fonta aliata 4-corpul tamburului din aliaj pe baza de aluminiu) dc-diametrul de centrare

18

Tamburele se executa prin turnare centrifugala din fonta cenusie sau aliata cu nichel molibden sau cupru si pot fi de constructie simpla sau combinata La autocamioane si autobuze tamburul este separat de butuc iar la unele autoturisme se toarna impreuna cu butucul In cazul tamburelor de constructie combinata discul central din otel sau camasa interioara din fonta sunt incluse in corpul tamburului in procesul de turnare Tamburul trebuie sa fie bine echilibrat static si dinamic iar bataia radiala pe suprafata de lucru nu trebuie sa depaseasca 008 mm

Diametrul tamburului este corelat cu diametrul jentii Trebuie sa existe o distanta de 20hellip30 mm (dupa unii autori 50hellip60 mm) intre janta si tambur pentru a asigura o buna racire

Sabotii se executa prin ambutisare sisau sudare din tabla din otel prin turnare din fonta sau mai rar din aliaje pe baza de aluminiu Suprafata de lucru este acoperita cu garnitura de frictiune montata pe talpa sabotului prin nituire (nituri moi din Cu sau Al) sau prin lipire In cazul sabotilor mari dupa asamblarea garniturii se face o ajustare a garniturii prin strunjire pentru o pasuire uniforma pe suprafata tamburului In zona actionarii sabotilor de catre cama inima acestora este protejata pentru micsorarea uzurii cu o placuta din otel sau cu o rola

Pentru saboti se recomanda urmatoarele dimensiuni latimea talpii 30hellip70 mm unghiul de infasurare al garniturii 90hellip1200 jocul dintre saboti si tambur la mijlocul sabotului 050hellip100 mm arcurile de retragere ale sabotilor sa dezvolte o forta de 150hellip300 N

Garniturile de frictiune trebuie sa indeplineasca conditii asemanatoare si sunt executate din materiale de baza asemanatoare (difera retelele) cu cele ale ambreiajelor mecanice

224Elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

Factori care influenteaza dimensiunile si durabilitatea garniturilor de frictiune Procesul de franare indeosebi in cazul franarii intensive presupune

transformarea intr-un timp foarte scurt a unei cantitati foarte mari de energie mecanica in energie termica Puterea consumata la demararea automobilului cu acceleratia ad este

360V

ag

GP d

ad sdotsdotsdot= δ [kW] (216)

unde δ este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie

19

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Din aceasta cauza sabotul 1 se numeste sabot primar iar sabotul 2 sabot secundar La schimbarea sensului de rotire al tamburului cei doi saboti isi schimba rolurile

Mecanismele de franare cu tambur si saboti interiori care au in compunere un sabot primar si unul secundar se numesc frane simplex cele care au in compunere doi saboti primari se numesc frane duplex iar cele la care sabotii sunt primari pentru ambele sensuri de rotatie ale tamburului se numesc frane duo-duplex

Datorita apasarii mai mari asupra tamburului sabotul primar se va uza mai mult La frana simplex pentru a obtine acelasi grad de uzura a garniturilor la ambii saboti se pot lua urmatoarele masuri marirea lungimii garniturii sabotului primar in comparatie cu cea a sabotului secundar marirea latimii garniturii sabotului primar marirea fortei de actionare a sabotului secundar

In cazul unui mecanism de franare cu doi saboti primari la care sabotul posterior 2 este actionat de sabotul anterior 1 ca in figura 23 se obtin urmatoarele momente de franare

Fig23Fortele care actioneaza asupra franei cu doi saboti primari si actionare a sabotului 2 de catre sabotul 1

ttff rNrFM sdotsdot=sdot= 111 micro si ttff rNrFM sdotsdot=sdot= 222 micro (25) Pentru sabotul anterior forta normala N1 si momentul de franare Mf1

au aceleasi expresii ca in cazul precedent dar pentru sabotul posterior expresia reactiunii normale se schimba dupa cum urmeaza

( ) 0221 =sdotminussdot++sdot aNeFcaQ fx (26) SNQx minus= 11 (27)

Inlocuind pe N1 cu relatia (22) in care se considera k0 =1 0 se obtine ( )

eceaS

Qx sdotminussdot+sdot=

micromicro

1 (28)

Inlocuind in (26) pe Ff2=μN2 si (28) se obtine

5

( ) ( )( ) ( )eaec

eacaSN

sdotminussdotsdotminussdot+sdot+sdot=

micromicromicro

2 (29)

iar momentul de franare al sabotului 2 este ( ) ( )

( ) ( )eaeceacarS

M tf sdotminussdotsdotminus

sdot+sdot+sdotsdotsdot=micromicro

micromicro2 (210)

Comparand relatiile (24) si (210) se constata ca momentul de franare dat de (210) este mult mai mare fata de cel dat de (24) motiv pentru care mecanismul astfel obtinut se numeste servofrana Daca cei doi saboti ai franei sunt primari numai la mersul inainte frana se numeste uni-servo iar daca sabotii sunt primari in ambele sensuri de mers frana se numeste duo-servo

Servofrana are si urmatoarele dezavantaje cresterea brusca a fortelor de franare poate provoca blocarea rotilor uzura neuniforma a garniturilor de frecare

Sabotul articulat si sabotul flotant In functie de modul de fixare a sabotului pe taler sabotii pot fi

- saboti articulati- saboti flotanti

Sabotul articulat se apropie de tambur prin rotirea in jurul unui punct fix si are un singur grad de libertate

Sabotul flotant se apropie de tambur printr-o miscare compusa si are doua grade de libertate El se utilizeaza indeosebi la servofrane permite o utilizare mai rationala a materialului garniturii de frecare si ajunge la situatia de autoblocare la valori mai ridicate ale coeficientului de frecare decat sabotul articulat

222Aprecierea sabotilor

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

S

FE f= (211)

6

Este cunoscut si sub denumirea de raport de transmitere interior al sabotului deoarece arata de cate ori forta de frecare realizata pe tambur depaseste forta de actionare El depinde de tipul si parametrii geometrici ai sabotului de modul de distributie al presiunilor in lungul garniturii de frictiune si de coeficientul de frecare

Eficacitatea franei in ansamblu depinde de eficacitatea sabotilor care o compun Daca sabotii sunt actionati cu forte egale eficacitatea franei este egala cu suma eficacitatii sabotilor iar daca fortele de actionare ale celor doi saboti sunt diferite suma va fi afectata de raportul dintre cele doua forte In tabelul 22 sunt date valorile coeficientului de eficacitate pentru valori medii ale coeficientului de frecare la diferite tipuri de frane cu tambur si saboti interiori la care este exclusa posibilitatea autoblocarii sabotilor

Tabelul 22 Valorile coeficientului de eficacitate Tipul franei Coeficientul de

eficacitateFrana simplex cu deplasare egala a sabotilor 14hellip20Frana simplex cu deplasare independenta a sabotilor 15hellip25Frana duplex 24hellip40Frana servo 35hellip60

Caracteristica de stabilitate a sabotului reprezinta variatia coeficientului de eficacitate al sabotului E in functie de coeficientul de frecare μ adica

( )microfE = (212) In figura 24 se prezinta caracteristica de stabilitate a sabotului Se constata ca sabotul primar ofera o eficacitate mai mare dar are o stabilitate mai scazuta iar sabotul secundar este mai stabil dar cu o eficacitate mai redusa

7

Fig24Caracteristica de stabilitate a sabotului a)sabot primar b)sabot secundar

In figura 25 se prezinta caracteristica de stabilitate a unor tipuri de frane Se constata ca franele simplex in cazul actionarii cu forte egale realizeaza cel mai convenabil compromis intre eficacitate si stabilitate

Fig25Caracteristica de stabilitate pentru diferite tipuri de frane 1-frana simplex cu saboti actionati prin cama 2-frana simplex cu saboti actionati hidraulic (cu forte egale) 3-frana duplex 4-frana servo

8

Sensibilitatea franei este definita de relatia

microd

dEE = (213)

Este bine ca sabotii sa nu aiba o variatie mare a sensibilitatii pentru a mentine constanti parametrii de franare ai automobilului In figura 26 sunt date variatiatiile sensibilitatii pentru diferite tipuri de saboti cu caracteristicile de stabilitate corespunzatoare

Fig26Variatia sensibilitatii si caracteristica de stabilitate corespunzatoare 1-sabot primar 2-sabot secundar 3-frana disc

Autoblocarea sabotului Autoblocarea sabotului se produce atunci cand el este apasat pe

tambur numai datorita fortelor de frecare fara a fi actionat de forta S Ea se poate produce numai pentru sabotul primar si are loc cand momentul de franare dezvoltat de sabot tinde catre infinit

Momentul de franare al sabotilor se determina in functie de tipul franei si de legea de distributie a presiunii pe suprafata garniturii de frictiune in cazul real in care punctul de aplicatie al fortelor N si Ff nu este situat pe conturul exterior si pe axa de simetrie a garniturii de frictiune Astfel pentru sabotul primar al franei simplex cu forte egale de actionare a sabotilor articulati momentul de franare este

( )( ) f

ff a

caSM

ρmicroδmicroδρmicroχsdotminussdot+sdot

sdotsdot+sdotsdot=

sincos

cos1 (214)

unde δ si ρf sunt coordonatele polare ale punctului de aplicatie al fortei normale χ este unghiul la centru de dispunere al articulatiei sabotului

Momentul de franare tinde spre infinit daca numitorul se anuleaza adica

( )δρ

δmicroρmicroδmicroδsin

cos0sincos lim sdotminus

sdot=rArr=sdotminussdot+sdota

aa

ff (215)

9

La dimensionarea franei alegerea coeficientului de frecare al garniturii de frictiune se face astfel ca μμlim le 075

Frana servo are o tendinta mai mare spre autoblocare

223Constructii reprezentative de frane cu tambur si saboti interiori

In tabelul 23 sunt prezentate schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori in functie de tipul celor doi saboti si de natura reazemului

Tabelul 23Schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori

10

In figura 27 se prezinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion (Ural-375)

11

Fig27Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion 1-sabot 2-taler suport 3-excentric pentru reglarea manuala a jocului 4-bolturile sabotilor

Mecanismul de franare prezinta urmatoarele caracteristici sabotii au inima dubla si garniturile de frictiune nituite reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual cu un excentric interior care actioneaza pe talpa sabotului actionarea sabotilor se face cu doi cilindri hidraulici dubli mentinerea sabotilor pe taler se face cu surub si arc montate pe taler arcul de readucere a sabotilor este montat sub cilindrii dubli sunt montate lagare de alunecare intre inima sabotilor si bolturi (este probabil ca sabotii sa fie turnati din aliaj pe baza de aluminiu)

In figura 28 se przinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism (Gaz-24)

12

Fig28Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism 1-piston 2-segmentul elastic al pistonului 3-garnituri de etansare 4-limitator 5-taler suport 6-sabot 7 si 8-articulatie cu excentric pentru reglarea jocului tambur-sabot 9-sistem elastic de mentinere a sabotului pe taler 10-actionarea franei de mana δrsquo- cursa pistonului fata de segment reprezinta jocul prescris dintre sabot si tambur

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive garniturile de frictiune sunt lipite sabotii sunt actionati de un cilindru hidraulic dublu sabotii sunt mentinuti pe limitatorul montat pe talerul suport de catre un sistem elastic montat pe sabot si ancorat de taler reglarea jocului dintre saboti si tambur este mixta (automata prin corelarea elasticitatilor arcului de readucere a sabotilor si a segmentului elastic al pistonului cu cursa dintre piston si segment manuala prin sistemul cu excentric din

13

articulatia sabotului) sistemul cu parghii prin care cablul franei de mana actioneaza cei doi saboti format din parghia articulata de sabotul din stanga tija impingatoare si parghia lunga articulata de sabotul din dreapta

In figura 29 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti cama simpla cu deplasare egala a sabotilor si forte de actionare identice cu actionare pneumatica pentru un autocamion (Kamaz)

Fig29Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu cama simpla pentru un autocamion 1-sabot 2-cama simpla cu deplasare egala a sabotilor 3-talerul suport 4-parghie de actionare a camei 5-lagar suport pentru arborele camei 6-role

Mecanismul are urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima dubla si sunt executati din otel garniturile de frictiune in numar de doua pentru fiecare sabot sunt nituite patru arcuri de readucere mentin sabotii in pozitie neutra talerul este realizat dintr-un disc din otel cama actioneaza sabotii prin intermediul a doua role arborele camei se sprijina pe lagarul suport prin doua bucse din bronz reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual printr-un angrenaj melc-roata melcata montat in butucul parghiei de actionare a camei

In figura 210 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plunger impins si role pentru un autocamion

14

Fig210Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plungere pentru un autocamion 1-sabot 2-placa suport 3-camera de franare 4-plunger 5-role 6-pistoane 7-ghidajul pistoanelor 89 si 10- sistemul de reglare al jocului tambur-saboti

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima simpla si garnituri duble fixate prin nituri sabotii sunt mentinuti pe

15

taler prin lamele elastice talerul suport are o forma complexa contine reazemul sabotilor ghidajul plungerului cilindrii pistoanelor de actionare cu ghidajul lor suportii pentru montarea lamelelor elastice si este executat prin turnare pistoanele care actioneaza sabotii au numai deplasare axiala in interiorul pistoanelor este montat dispozitivul de reglare a jocului tambur-sabot plungerul este cu deplasre independenta si asigura forte egale de actionare a sabotilor asa cum se vede din figura 211

Fig211Modul de lucru al plungerului oscilant a)pozitia initiala b)pozitia de sincronizare a deplasarilor c)pozitia de franare d) schema pentru calculul fortelor

La automobilele moderne jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat si continuu cu dispozitive cu frecare ca cele prezentate in figura 212a si b folosite in cazul actionarilor hidraulice

(b)

Fig212Dispozitive de reglare automata continua a jocului dintre saboti si tambur a)cu frictiune pe sabot 1-bolt fixat pe taler 2-bucsa cu guler 3-saibe de frictiune 4-inima sabotului 5-piulita 6-arc elicoidal δrsquo-jocul prescris b)cu frictiune in cilindrul receptor 5-segment elastic 6-piston 7-cilindru receptor δrsquo-jocul prescris

16

In cazul dispozitivului din figura 212a se foloseste boltul 1 fixat pe talerul franei si montat cu jocul δrsquo in interiorul bucsei 2 Aceasta impreuna cu celelalte componente ale dispozitivului este montata pe inima 4 a sabotului intr-o gaura eliptica cu dimensiuni mai mari decat diametrul exterior al bucsei Jocul de montaj reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Inima sabotului este stransa intre saibele de frictiune 3 cu piulita 5 si arcul elicoidal 6 Forta de frecare care ia nastere intre inima sabotului si saibele de frictiune este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului In cazul in care jocul dintre tambur si sabot va depasi marimea jocului δrsquo la franare dupa ce bucsa sa va rezema de bolt sabotul se va deplasa in continuare sub actiunea fortei de actionare care invinge fortele de frecare Dupa franare arcul de readucere departeaza sabotul de tambur numai cu jocul δrsquo deoarece nu poate invinge forta de frecare interna a dispozitivului

Dispozitivul din figura 212b este montat in interiorul cilindrului receptor si consta din segmentul 5 care apasa puternic pe alezajul cilindrului si este montat cu jocul δrsquo in canalul din piston Forta de frecare dintre cilindru si segment este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului iar functionarea este asemanatoare cu aceea din cazul precedent

Fig213Dispozitiv de reglare automata in trepte a jocului dintre saboti si tambur 8-arcuri disc 9-melc 10-roata melcata 11-disc dintat 12-opritor 13-semicuplaj 14-pinion

17

In figura 213 se prezinta constructia unui dispozitiv cu reglarea in trepte a jocului dintre tambur si sabot folosit in cazul actionarii pnaumatice cu cama a sabotilor Acesta consta dintr-un mecanism cu clichet format din discul dintat 11 fixat pe talerul suport si din opritorul 12 angrenat la un capat de dintii rotii 11 iar la celalalt capat de roata 14 fixata pe arborele melcului 9 prin semicuplajul 13 si asigurata cu pachetul de arcuri disc 8 Pasul clichetului reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Daca acesta se mareste datorita uzurii cama impreuna cu parghia de actionare se roteste cu un unghi mai mare clichetul sare un dinte iar la revenire opritorul roteste arborele melcului aceste roteste roata melcata si aduce parghia de actionare fata de arborele camei in pozitia corespunzatoare jocului normal

Constructia tamburelor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii rigiditate mare pentru a nu vibra in timpul franarii masa si momente de inertie reduse capacitate ridicata de a evacua caldura degajata in timpul franarii rezistenta la variatii rapide si neuniforme ale temperaturii (pe suprafata interioara a tamburului temperatura poate atinge 700hellip8000 C iar pe suprafata exterioara 200hellip2500C) proprietati de frictiune si rezistenta la uzura conservate pana la o temperatura de 4000 C impreuna cu talerul suport sa protejeze mecanismul de franare de apa si impuritati centrare riguroasa fata de butucul rotii Constructia tamburelor este prezentata in figura 214

Fig214Constructia tamburelor a)tambur simplu din fonta fixat prin suruburi pe butucul rotii b)tambur compus fixat prin suruburi pe butucul rotii (1-disc din otel 2-obada din fonta) c)tambur compus fixat pe flansa arborelui planetar (3-camasa din fonta aliata 4-corpul tamburului din aliaj pe baza de aluminiu) dc-diametrul de centrare

18

Tamburele se executa prin turnare centrifugala din fonta cenusie sau aliata cu nichel molibden sau cupru si pot fi de constructie simpla sau combinata La autocamioane si autobuze tamburul este separat de butuc iar la unele autoturisme se toarna impreuna cu butucul In cazul tamburelor de constructie combinata discul central din otel sau camasa interioara din fonta sunt incluse in corpul tamburului in procesul de turnare Tamburul trebuie sa fie bine echilibrat static si dinamic iar bataia radiala pe suprafata de lucru nu trebuie sa depaseasca 008 mm

Diametrul tamburului este corelat cu diametrul jentii Trebuie sa existe o distanta de 20hellip30 mm (dupa unii autori 50hellip60 mm) intre janta si tambur pentru a asigura o buna racire

Sabotii se executa prin ambutisare sisau sudare din tabla din otel prin turnare din fonta sau mai rar din aliaje pe baza de aluminiu Suprafata de lucru este acoperita cu garnitura de frictiune montata pe talpa sabotului prin nituire (nituri moi din Cu sau Al) sau prin lipire In cazul sabotilor mari dupa asamblarea garniturii se face o ajustare a garniturii prin strunjire pentru o pasuire uniforma pe suprafata tamburului In zona actionarii sabotilor de catre cama inima acestora este protejata pentru micsorarea uzurii cu o placuta din otel sau cu o rola

Pentru saboti se recomanda urmatoarele dimensiuni latimea talpii 30hellip70 mm unghiul de infasurare al garniturii 90hellip1200 jocul dintre saboti si tambur la mijlocul sabotului 050hellip100 mm arcurile de retragere ale sabotilor sa dezvolte o forta de 150hellip300 N

Garniturile de frictiune trebuie sa indeplineasca conditii asemanatoare si sunt executate din materiale de baza asemanatoare (difera retelele) cu cele ale ambreiajelor mecanice

224Elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

Factori care influenteaza dimensiunile si durabilitatea garniturilor de frictiune Procesul de franare indeosebi in cazul franarii intensive presupune

transformarea intr-un timp foarte scurt a unei cantitati foarte mari de energie mecanica in energie termica Puterea consumata la demararea automobilului cu acceleratia ad este

360V

ag

GP d

ad sdotsdotsdot= δ [kW] (216)

unde δ este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie

19

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

( ) ( )( ) ( )eaec

eacaSN

sdotminussdotsdotminussdot+sdot+sdot=

micromicromicro

2 (29)

iar momentul de franare al sabotului 2 este ( ) ( )

( ) ( )eaeceacarS

M tf sdotminussdotsdotminus

sdot+sdot+sdotsdotsdot=micromicro

micromicro2 (210)

Comparand relatiile (24) si (210) se constata ca momentul de franare dat de (210) este mult mai mare fata de cel dat de (24) motiv pentru care mecanismul astfel obtinut se numeste servofrana Daca cei doi saboti ai franei sunt primari numai la mersul inainte frana se numeste uni-servo iar daca sabotii sunt primari in ambele sensuri de mers frana se numeste duo-servo

Servofrana are si urmatoarele dezavantaje cresterea brusca a fortelor de franare poate provoca blocarea rotilor uzura neuniforma a garniturilor de frecare

Sabotul articulat si sabotul flotant In functie de modul de fixare a sabotului pe taler sabotii pot fi

- saboti articulati- saboti flotanti

Sabotul articulat se apropie de tambur prin rotirea in jurul unui punct fix si are un singur grad de libertate

Sabotul flotant se apropie de tambur printr-o miscare compusa si are doua grade de libertate El se utilizeaza indeosebi la servofrane permite o utilizare mai rationala a materialului garniturii de frecare si ajunge la situatia de autoblocare la valori mai ridicate ale coeficientului de frecare decat sabotul articulat

222Aprecierea sabotilor

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

S

FE f= (211)

6

Este cunoscut si sub denumirea de raport de transmitere interior al sabotului deoarece arata de cate ori forta de frecare realizata pe tambur depaseste forta de actionare El depinde de tipul si parametrii geometrici ai sabotului de modul de distributie al presiunilor in lungul garniturii de frictiune si de coeficientul de frecare

Eficacitatea franei in ansamblu depinde de eficacitatea sabotilor care o compun Daca sabotii sunt actionati cu forte egale eficacitatea franei este egala cu suma eficacitatii sabotilor iar daca fortele de actionare ale celor doi saboti sunt diferite suma va fi afectata de raportul dintre cele doua forte In tabelul 22 sunt date valorile coeficientului de eficacitate pentru valori medii ale coeficientului de frecare la diferite tipuri de frane cu tambur si saboti interiori la care este exclusa posibilitatea autoblocarii sabotilor

Tabelul 22 Valorile coeficientului de eficacitate Tipul franei Coeficientul de

eficacitateFrana simplex cu deplasare egala a sabotilor 14hellip20Frana simplex cu deplasare independenta a sabotilor 15hellip25Frana duplex 24hellip40Frana servo 35hellip60

Caracteristica de stabilitate a sabotului reprezinta variatia coeficientului de eficacitate al sabotului E in functie de coeficientul de frecare μ adica

( )microfE = (212) In figura 24 se prezinta caracteristica de stabilitate a sabotului Se constata ca sabotul primar ofera o eficacitate mai mare dar are o stabilitate mai scazuta iar sabotul secundar este mai stabil dar cu o eficacitate mai redusa

7

Fig24Caracteristica de stabilitate a sabotului a)sabot primar b)sabot secundar

In figura 25 se prezinta caracteristica de stabilitate a unor tipuri de frane Se constata ca franele simplex in cazul actionarii cu forte egale realizeaza cel mai convenabil compromis intre eficacitate si stabilitate

Fig25Caracteristica de stabilitate pentru diferite tipuri de frane 1-frana simplex cu saboti actionati prin cama 2-frana simplex cu saboti actionati hidraulic (cu forte egale) 3-frana duplex 4-frana servo

8

Sensibilitatea franei este definita de relatia

microd

dEE = (213)

Este bine ca sabotii sa nu aiba o variatie mare a sensibilitatii pentru a mentine constanti parametrii de franare ai automobilului In figura 26 sunt date variatiatiile sensibilitatii pentru diferite tipuri de saboti cu caracteristicile de stabilitate corespunzatoare

Fig26Variatia sensibilitatii si caracteristica de stabilitate corespunzatoare 1-sabot primar 2-sabot secundar 3-frana disc

Autoblocarea sabotului Autoblocarea sabotului se produce atunci cand el este apasat pe

tambur numai datorita fortelor de frecare fara a fi actionat de forta S Ea se poate produce numai pentru sabotul primar si are loc cand momentul de franare dezvoltat de sabot tinde catre infinit

Momentul de franare al sabotilor se determina in functie de tipul franei si de legea de distributie a presiunii pe suprafata garniturii de frictiune in cazul real in care punctul de aplicatie al fortelor N si Ff nu este situat pe conturul exterior si pe axa de simetrie a garniturii de frictiune Astfel pentru sabotul primar al franei simplex cu forte egale de actionare a sabotilor articulati momentul de franare este

( )( ) f

ff a

caSM

ρmicroδmicroδρmicroχsdotminussdot+sdot

sdotsdot+sdotsdot=

sincos

cos1 (214)

unde δ si ρf sunt coordonatele polare ale punctului de aplicatie al fortei normale χ este unghiul la centru de dispunere al articulatiei sabotului

Momentul de franare tinde spre infinit daca numitorul se anuleaza adica

( )δρ

δmicroρmicroδmicroδsin

cos0sincos lim sdotminus

sdot=rArr=sdotminussdot+sdota

aa

ff (215)

9

La dimensionarea franei alegerea coeficientului de frecare al garniturii de frictiune se face astfel ca μμlim le 075

Frana servo are o tendinta mai mare spre autoblocare

223Constructii reprezentative de frane cu tambur si saboti interiori

In tabelul 23 sunt prezentate schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori in functie de tipul celor doi saboti si de natura reazemului

Tabelul 23Schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori

10

In figura 27 se prezinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion (Ural-375)

11

Fig27Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion 1-sabot 2-taler suport 3-excentric pentru reglarea manuala a jocului 4-bolturile sabotilor

Mecanismul de franare prezinta urmatoarele caracteristici sabotii au inima dubla si garniturile de frictiune nituite reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual cu un excentric interior care actioneaza pe talpa sabotului actionarea sabotilor se face cu doi cilindri hidraulici dubli mentinerea sabotilor pe taler se face cu surub si arc montate pe taler arcul de readucere a sabotilor este montat sub cilindrii dubli sunt montate lagare de alunecare intre inima sabotilor si bolturi (este probabil ca sabotii sa fie turnati din aliaj pe baza de aluminiu)

In figura 28 se przinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism (Gaz-24)

12

Fig28Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism 1-piston 2-segmentul elastic al pistonului 3-garnituri de etansare 4-limitator 5-taler suport 6-sabot 7 si 8-articulatie cu excentric pentru reglarea jocului tambur-sabot 9-sistem elastic de mentinere a sabotului pe taler 10-actionarea franei de mana δrsquo- cursa pistonului fata de segment reprezinta jocul prescris dintre sabot si tambur

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive garniturile de frictiune sunt lipite sabotii sunt actionati de un cilindru hidraulic dublu sabotii sunt mentinuti pe limitatorul montat pe talerul suport de catre un sistem elastic montat pe sabot si ancorat de taler reglarea jocului dintre saboti si tambur este mixta (automata prin corelarea elasticitatilor arcului de readucere a sabotilor si a segmentului elastic al pistonului cu cursa dintre piston si segment manuala prin sistemul cu excentric din

13

articulatia sabotului) sistemul cu parghii prin care cablul franei de mana actioneaza cei doi saboti format din parghia articulata de sabotul din stanga tija impingatoare si parghia lunga articulata de sabotul din dreapta

In figura 29 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti cama simpla cu deplasare egala a sabotilor si forte de actionare identice cu actionare pneumatica pentru un autocamion (Kamaz)

Fig29Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu cama simpla pentru un autocamion 1-sabot 2-cama simpla cu deplasare egala a sabotilor 3-talerul suport 4-parghie de actionare a camei 5-lagar suport pentru arborele camei 6-role

Mecanismul are urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima dubla si sunt executati din otel garniturile de frictiune in numar de doua pentru fiecare sabot sunt nituite patru arcuri de readucere mentin sabotii in pozitie neutra talerul este realizat dintr-un disc din otel cama actioneaza sabotii prin intermediul a doua role arborele camei se sprijina pe lagarul suport prin doua bucse din bronz reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual printr-un angrenaj melc-roata melcata montat in butucul parghiei de actionare a camei

In figura 210 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plunger impins si role pentru un autocamion

14

Fig210Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plungere pentru un autocamion 1-sabot 2-placa suport 3-camera de franare 4-plunger 5-role 6-pistoane 7-ghidajul pistoanelor 89 si 10- sistemul de reglare al jocului tambur-saboti

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima simpla si garnituri duble fixate prin nituri sabotii sunt mentinuti pe

15

taler prin lamele elastice talerul suport are o forma complexa contine reazemul sabotilor ghidajul plungerului cilindrii pistoanelor de actionare cu ghidajul lor suportii pentru montarea lamelelor elastice si este executat prin turnare pistoanele care actioneaza sabotii au numai deplasare axiala in interiorul pistoanelor este montat dispozitivul de reglare a jocului tambur-sabot plungerul este cu deplasre independenta si asigura forte egale de actionare a sabotilor asa cum se vede din figura 211

Fig211Modul de lucru al plungerului oscilant a)pozitia initiala b)pozitia de sincronizare a deplasarilor c)pozitia de franare d) schema pentru calculul fortelor

La automobilele moderne jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat si continuu cu dispozitive cu frecare ca cele prezentate in figura 212a si b folosite in cazul actionarilor hidraulice

(b)

Fig212Dispozitive de reglare automata continua a jocului dintre saboti si tambur a)cu frictiune pe sabot 1-bolt fixat pe taler 2-bucsa cu guler 3-saibe de frictiune 4-inima sabotului 5-piulita 6-arc elicoidal δrsquo-jocul prescris b)cu frictiune in cilindrul receptor 5-segment elastic 6-piston 7-cilindru receptor δrsquo-jocul prescris

16

In cazul dispozitivului din figura 212a se foloseste boltul 1 fixat pe talerul franei si montat cu jocul δrsquo in interiorul bucsei 2 Aceasta impreuna cu celelalte componente ale dispozitivului este montata pe inima 4 a sabotului intr-o gaura eliptica cu dimensiuni mai mari decat diametrul exterior al bucsei Jocul de montaj reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Inima sabotului este stransa intre saibele de frictiune 3 cu piulita 5 si arcul elicoidal 6 Forta de frecare care ia nastere intre inima sabotului si saibele de frictiune este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului In cazul in care jocul dintre tambur si sabot va depasi marimea jocului δrsquo la franare dupa ce bucsa sa va rezema de bolt sabotul se va deplasa in continuare sub actiunea fortei de actionare care invinge fortele de frecare Dupa franare arcul de readucere departeaza sabotul de tambur numai cu jocul δrsquo deoarece nu poate invinge forta de frecare interna a dispozitivului

Dispozitivul din figura 212b este montat in interiorul cilindrului receptor si consta din segmentul 5 care apasa puternic pe alezajul cilindrului si este montat cu jocul δrsquo in canalul din piston Forta de frecare dintre cilindru si segment este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului iar functionarea este asemanatoare cu aceea din cazul precedent

Fig213Dispozitiv de reglare automata in trepte a jocului dintre saboti si tambur 8-arcuri disc 9-melc 10-roata melcata 11-disc dintat 12-opritor 13-semicuplaj 14-pinion

17

In figura 213 se prezinta constructia unui dispozitiv cu reglarea in trepte a jocului dintre tambur si sabot folosit in cazul actionarii pnaumatice cu cama a sabotilor Acesta consta dintr-un mecanism cu clichet format din discul dintat 11 fixat pe talerul suport si din opritorul 12 angrenat la un capat de dintii rotii 11 iar la celalalt capat de roata 14 fixata pe arborele melcului 9 prin semicuplajul 13 si asigurata cu pachetul de arcuri disc 8 Pasul clichetului reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Daca acesta se mareste datorita uzurii cama impreuna cu parghia de actionare se roteste cu un unghi mai mare clichetul sare un dinte iar la revenire opritorul roteste arborele melcului aceste roteste roata melcata si aduce parghia de actionare fata de arborele camei in pozitia corespunzatoare jocului normal

Constructia tamburelor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii rigiditate mare pentru a nu vibra in timpul franarii masa si momente de inertie reduse capacitate ridicata de a evacua caldura degajata in timpul franarii rezistenta la variatii rapide si neuniforme ale temperaturii (pe suprafata interioara a tamburului temperatura poate atinge 700hellip8000 C iar pe suprafata exterioara 200hellip2500C) proprietati de frictiune si rezistenta la uzura conservate pana la o temperatura de 4000 C impreuna cu talerul suport sa protejeze mecanismul de franare de apa si impuritati centrare riguroasa fata de butucul rotii Constructia tamburelor este prezentata in figura 214

Fig214Constructia tamburelor a)tambur simplu din fonta fixat prin suruburi pe butucul rotii b)tambur compus fixat prin suruburi pe butucul rotii (1-disc din otel 2-obada din fonta) c)tambur compus fixat pe flansa arborelui planetar (3-camasa din fonta aliata 4-corpul tamburului din aliaj pe baza de aluminiu) dc-diametrul de centrare

18

Tamburele se executa prin turnare centrifugala din fonta cenusie sau aliata cu nichel molibden sau cupru si pot fi de constructie simpla sau combinata La autocamioane si autobuze tamburul este separat de butuc iar la unele autoturisme se toarna impreuna cu butucul In cazul tamburelor de constructie combinata discul central din otel sau camasa interioara din fonta sunt incluse in corpul tamburului in procesul de turnare Tamburul trebuie sa fie bine echilibrat static si dinamic iar bataia radiala pe suprafata de lucru nu trebuie sa depaseasca 008 mm

Diametrul tamburului este corelat cu diametrul jentii Trebuie sa existe o distanta de 20hellip30 mm (dupa unii autori 50hellip60 mm) intre janta si tambur pentru a asigura o buna racire

Sabotii se executa prin ambutisare sisau sudare din tabla din otel prin turnare din fonta sau mai rar din aliaje pe baza de aluminiu Suprafata de lucru este acoperita cu garnitura de frictiune montata pe talpa sabotului prin nituire (nituri moi din Cu sau Al) sau prin lipire In cazul sabotilor mari dupa asamblarea garniturii se face o ajustare a garniturii prin strunjire pentru o pasuire uniforma pe suprafata tamburului In zona actionarii sabotilor de catre cama inima acestora este protejata pentru micsorarea uzurii cu o placuta din otel sau cu o rola

Pentru saboti se recomanda urmatoarele dimensiuni latimea talpii 30hellip70 mm unghiul de infasurare al garniturii 90hellip1200 jocul dintre saboti si tambur la mijlocul sabotului 050hellip100 mm arcurile de retragere ale sabotilor sa dezvolte o forta de 150hellip300 N

Garniturile de frictiune trebuie sa indeplineasca conditii asemanatoare si sunt executate din materiale de baza asemanatoare (difera retelele) cu cele ale ambreiajelor mecanice

224Elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

Factori care influenteaza dimensiunile si durabilitatea garniturilor de frictiune Procesul de franare indeosebi in cazul franarii intensive presupune

transformarea intr-un timp foarte scurt a unei cantitati foarte mari de energie mecanica in energie termica Puterea consumata la demararea automobilului cu acceleratia ad este

360V

ag

GP d

ad sdotsdotsdot= δ [kW] (216)

unde δ este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie

19

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Este cunoscut si sub denumirea de raport de transmitere interior al sabotului deoarece arata de cate ori forta de frecare realizata pe tambur depaseste forta de actionare El depinde de tipul si parametrii geometrici ai sabotului de modul de distributie al presiunilor in lungul garniturii de frictiune si de coeficientul de frecare

Eficacitatea franei in ansamblu depinde de eficacitatea sabotilor care o compun Daca sabotii sunt actionati cu forte egale eficacitatea franei este egala cu suma eficacitatii sabotilor iar daca fortele de actionare ale celor doi saboti sunt diferite suma va fi afectata de raportul dintre cele doua forte In tabelul 22 sunt date valorile coeficientului de eficacitate pentru valori medii ale coeficientului de frecare la diferite tipuri de frane cu tambur si saboti interiori la care este exclusa posibilitatea autoblocarii sabotilor

Tabelul 22 Valorile coeficientului de eficacitate Tipul franei Coeficientul de

eficacitateFrana simplex cu deplasare egala a sabotilor 14hellip20Frana simplex cu deplasare independenta a sabotilor 15hellip25Frana duplex 24hellip40Frana servo 35hellip60

Caracteristica de stabilitate a sabotului reprezinta variatia coeficientului de eficacitate al sabotului E in functie de coeficientul de frecare μ adica

( )microfE = (212) In figura 24 se prezinta caracteristica de stabilitate a sabotului Se constata ca sabotul primar ofera o eficacitate mai mare dar are o stabilitate mai scazuta iar sabotul secundar este mai stabil dar cu o eficacitate mai redusa

7

Fig24Caracteristica de stabilitate a sabotului a)sabot primar b)sabot secundar

In figura 25 se prezinta caracteristica de stabilitate a unor tipuri de frane Se constata ca franele simplex in cazul actionarii cu forte egale realizeaza cel mai convenabil compromis intre eficacitate si stabilitate

Fig25Caracteristica de stabilitate pentru diferite tipuri de frane 1-frana simplex cu saboti actionati prin cama 2-frana simplex cu saboti actionati hidraulic (cu forte egale) 3-frana duplex 4-frana servo

8

Sensibilitatea franei este definita de relatia

microd

dEE = (213)

Este bine ca sabotii sa nu aiba o variatie mare a sensibilitatii pentru a mentine constanti parametrii de franare ai automobilului In figura 26 sunt date variatiatiile sensibilitatii pentru diferite tipuri de saboti cu caracteristicile de stabilitate corespunzatoare

Fig26Variatia sensibilitatii si caracteristica de stabilitate corespunzatoare 1-sabot primar 2-sabot secundar 3-frana disc

Autoblocarea sabotului Autoblocarea sabotului se produce atunci cand el este apasat pe

tambur numai datorita fortelor de frecare fara a fi actionat de forta S Ea se poate produce numai pentru sabotul primar si are loc cand momentul de franare dezvoltat de sabot tinde catre infinit

Momentul de franare al sabotilor se determina in functie de tipul franei si de legea de distributie a presiunii pe suprafata garniturii de frictiune in cazul real in care punctul de aplicatie al fortelor N si Ff nu este situat pe conturul exterior si pe axa de simetrie a garniturii de frictiune Astfel pentru sabotul primar al franei simplex cu forte egale de actionare a sabotilor articulati momentul de franare este

( )( ) f

ff a

caSM

ρmicroδmicroδρmicroχsdotminussdot+sdot

sdotsdot+sdotsdot=

sincos

cos1 (214)

unde δ si ρf sunt coordonatele polare ale punctului de aplicatie al fortei normale χ este unghiul la centru de dispunere al articulatiei sabotului

Momentul de franare tinde spre infinit daca numitorul se anuleaza adica

( )δρ

δmicroρmicroδmicroδsin

cos0sincos lim sdotminus

sdot=rArr=sdotminussdot+sdota

aa

ff (215)

9

La dimensionarea franei alegerea coeficientului de frecare al garniturii de frictiune se face astfel ca μμlim le 075

Frana servo are o tendinta mai mare spre autoblocare

223Constructii reprezentative de frane cu tambur si saboti interiori

In tabelul 23 sunt prezentate schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori in functie de tipul celor doi saboti si de natura reazemului

Tabelul 23Schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori

10

In figura 27 se prezinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion (Ural-375)

11

Fig27Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion 1-sabot 2-taler suport 3-excentric pentru reglarea manuala a jocului 4-bolturile sabotilor

Mecanismul de franare prezinta urmatoarele caracteristici sabotii au inima dubla si garniturile de frictiune nituite reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual cu un excentric interior care actioneaza pe talpa sabotului actionarea sabotilor se face cu doi cilindri hidraulici dubli mentinerea sabotilor pe taler se face cu surub si arc montate pe taler arcul de readucere a sabotilor este montat sub cilindrii dubli sunt montate lagare de alunecare intre inima sabotilor si bolturi (este probabil ca sabotii sa fie turnati din aliaj pe baza de aluminiu)

In figura 28 se przinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism (Gaz-24)

12

Fig28Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism 1-piston 2-segmentul elastic al pistonului 3-garnituri de etansare 4-limitator 5-taler suport 6-sabot 7 si 8-articulatie cu excentric pentru reglarea jocului tambur-sabot 9-sistem elastic de mentinere a sabotului pe taler 10-actionarea franei de mana δrsquo- cursa pistonului fata de segment reprezinta jocul prescris dintre sabot si tambur

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive garniturile de frictiune sunt lipite sabotii sunt actionati de un cilindru hidraulic dublu sabotii sunt mentinuti pe limitatorul montat pe talerul suport de catre un sistem elastic montat pe sabot si ancorat de taler reglarea jocului dintre saboti si tambur este mixta (automata prin corelarea elasticitatilor arcului de readucere a sabotilor si a segmentului elastic al pistonului cu cursa dintre piston si segment manuala prin sistemul cu excentric din

13

articulatia sabotului) sistemul cu parghii prin care cablul franei de mana actioneaza cei doi saboti format din parghia articulata de sabotul din stanga tija impingatoare si parghia lunga articulata de sabotul din dreapta

In figura 29 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti cama simpla cu deplasare egala a sabotilor si forte de actionare identice cu actionare pneumatica pentru un autocamion (Kamaz)

Fig29Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu cama simpla pentru un autocamion 1-sabot 2-cama simpla cu deplasare egala a sabotilor 3-talerul suport 4-parghie de actionare a camei 5-lagar suport pentru arborele camei 6-role

Mecanismul are urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima dubla si sunt executati din otel garniturile de frictiune in numar de doua pentru fiecare sabot sunt nituite patru arcuri de readucere mentin sabotii in pozitie neutra talerul este realizat dintr-un disc din otel cama actioneaza sabotii prin intermediul a doua role arborele camei se sprijina pe lagarul suport prin doua bucse din bronz reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual printr-un angrenaj melc-roata melcata montat in butucul parghiei de actionare a camei

In figura 210 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plunger impins si role pentru un autocamion

14

Fig210Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plungere pentru un autocamion 1-sabot 2-placa suport 3-camera de franare 4-plunger 5-role 6-pistoane 7-ghidajul pistoanelor 89 si 10- sistemul de reglare al jocului tambur-saboti

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima simpla si garnituri duble fixate prin nituri sabotii sunt mentinuti pe

15

taler prin lamele elastice talerul suport are o forma complexa contine reazemul sabotilor ghidajul plungerului cilindrii pistoanelor de actionare cu ghidajul lor suportii pentru montarea lamelelor elastice si este executat prin turnare pistoanele care actioneaza sabotii au numai deplasare axiala in interiorul pistoanelor este montat dispozitivul de reglare a jocului tambur-sabot plungerul este cu deplasre independenta si asigura forte egale de actionare a sabotilor asa cum se vede din figura 211

Fig211Modul de lucru al plungerului oscilant a)pozitia initiala b)pozitia de sincronizare a deplasarilor c)pozitia de franare d) schema pentru calculul fortelor

La automobilele moderne jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat si continuu cu dispozitive cu frecare ca cele prezentate in figura 212a si b folosite in cazul actionarilor hidraulice

(b)

Fig212Dispozitive de reglare automata continua a jocului dintre saboti si tambur a)cu frictiune pe sabot 1-bolt fixat pe taler 2-bucsa cu guler 3-saibe de frictiune 4-inima sabotului 5-piulita 6-arc elicoidal δrsquo-jocul prescris b)cu frictiune in cilindrul receptor 5-segment elastic 6-piston 7-cilindru receptor δrsquo-jocul prescris

16

In cazul dispozitivului din figura 212a se foloseste boltul 1 fixat pe talerul franei si montat cu jocul δrsquo in interiorul bucsei 2 Aceasta impreuna cu celelalte componente ale dispozitivului este montata pe inima 4 a sabotului intr-o gaura eliptica cu dimensiuni mai mari decat diametrul exterior al bucsei Jocul de montaj reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Inima sabotului este stransa intre saibele de frictiune 3 cu piulita 5 si arcul elicoidal 6 Forta de frecare care ia nastere intre inima sabotului si saibele de frictiune este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului In cazul in care jocul dintre tambur si sabot va depasi marimea jocului δrsquo la franare dupa ce bucsa sa va rezema de bolt sabotul se va deplasa in continuare sub actiunea fortei de actionare care invinge fortele de frecare Dupa franare arcul de readucere departeaza sabotul de tambur numai cu jocul δrsquo deoarece nu poate invinge forta de frecare interna a dispozitivului

Dispozitivul din figura 212b este montat in interiorul cilindrului receptor si consta din segmentul 5 care apasa puternic pe alezajul cilindrului si este montat cu jocul δrsquo in canalul din piston Forta de frecare dintre cilindru si segment este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului iar functionarea este asemanatoare cu aceea din cazul precedent

Fig213Dispozitiv de reglare automata in trepte a jocului dintre saboti si tambur 8-arcuri disc 9-melc 10-roata melcata 11-disc dintat 12-opritor 13-semicuplaj 14-pinion

17

In figura 213 se prezinta constructia unui dispozitiv cu reglarea in trepte a jocului dintre tambur si sabot folosit in cazul actionarii pnaumatice cu cama a sabotilor Acesta consta dintr-un mecanism cu clichet format din discul dintat 11 fixat pe talerul suport si din opritorul 12 angrenat la un capat de dintii rotii 11 iar la celalalt capat de roata 14 fixata pe arborele melcului 9 prin semicuplajul 13 si asigurata cu pachetul de arcuri disc 8 Pasul clichetului reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Daca acesta se mareste datorita uzurii cama impreuna cu parghia de actionare se roteste cu un unghi mai mare clichetul sare un dinte iar la revenire opritorul roteste arborele melcului aceste roteste roata melcata si aduce parghia de actionare fata de arborele camei in pozitia corespunzatoare jocului normal

Constructia tamburelor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii rigiditate mare pentru a nu vibra in timpul franarii masa si momente de inertie reduse capacitate ridicata de a evacua caldura degajata in timpul franarii rezistenta la variatii rapide si neuniforme ale temperaturii (pe suprafata interioara a tamburului temperatura poate atinge 700hellip8000 C iar pe suprafata exterioara 200hellip2500C) proprietati de frictiune si rezistenta la uzura conservate pana la o temperatura de 4000 C impreuna cu talerul suport sa protejeze mecanismul de franare de apa si impuritati centrare riguroasa fata de butucul rotii Constructia tamburelor este prezentata in figura 214

Fig214Constructia tamburelor a)tambur simplu din fonta fixat prin suruburi pe butucul rotii b)tambur compus fixat prin suruburi pe butucul rotii (1-disc din otel 2-obada din fonta) c)tambur compus fixat pe flansa arborelui planetar (3-camasa din fonta aliata 4-corpul tamburului din aliaj pe baza de aluminiu) dc-diametrul de centrare

18

Tamburele se executa prin turnare centrifugala din fonta cenusie sau aliata cu nichel molibden sau cupru si pot fi de constructie simpla sau combinata La autocamioane si autobuze tamburul este separat de butuc iar la unele autoturisme se toarna impreuna cu butucul In cazul tamburelor de constructie combinata discul central din otel sau camasa interioara din fonta sunt incluse in corpul tamburului in procesul de turnare Tamburul trebuie sa fie bine echilibrat static si dinamic iar bataia radiala pe suprafata de lucru nu trebuie sa depaseasca 008 mm

Diametrul tamburului este corelat cu diametrul jentii Trebuie sa existe o distanta de 20hellip30 mm (dupa unii autori 50hellip60 mm) intre janta si tambur pentru a asigura o buna racire

Sabotii se executa prin ambutisare sisau sudare din tabla din otel prin turnare din fonta sau mai rar din aliaje pe baza de aluminiu Suprafata de lucru este acoperita cu garnitura de frictiune montata pe talpa sabotului prin nituire (nituri moi din Cu sau Al) sau prin lipire In cazul sabotilor mari dupa asamblarea garniturii se face o ajustare a garniturii prin strunjire pentru o pasuire uniforma pe suprafata tamburului In zona actionarii sabotilor de catre cama inima acestora este protejata pentru micsorarea uzurii cu o placuta din otel sau cu o rola

Pentru saboti se recomanda urmatoarele dimensiuni latimea talpii 30hellip70 mm unghiul de infasurare al garniturii 90hellip1200 jocul dintre saboti si tambur la mijlocul sabotului 050hellip100 mm arcurile de retragere ale sabotilor sa dezvolte o forta de 150hellip300 N

Garniturile de frictiune trebuie sa indeplineasca conditii asemanatoare si sunt executate din materiale de baza asemanatoare (difera retelele) cu cele ale ambreiajelor mecanice

224Elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

Factori care influenteaza dimensiunile si durabilitatea garniturilor de frictiune Procesul de franare indeosebi in cazul franarii intensive presupune

transformarea intr-un timp foarte scurt a unei cantitati foarte mari de energie mecanica in energie termica Puterea consumata la demararea automobilului cu acceleratia ad este

360V

ag

GP d

ad sdotsdotsdot= δ [kW] (216)

unde δ este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie

19

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Fig24Caracteristica de stabilitate a sabotului a)sabot primar b)sabot secundar

In figura 25 se prezinta caracteristica de stabilitate a unor tipuri de frane Se constata ca franele simplex in cazul actionarii cu forte egale realizeaza cel mai convenabil compromis intre eficacitate si stabilitate

Fig25Caracteristica de stabilitate pentru diferite tipuri de frane 1-frana simplex cu saboti actionati prin cama 2-frana simplex cu saboti actionati hidraulic (cu forte egale) 3-frana duplex 4-frana servo

8

Sensibilitatea franei este definita de relatia

microd

dEE = (213)

Este bine ca sabotii sa nu aiba o variatie mare a sensibilitatii pentru a mentine constanti parametrii de franare ai automobilului In figura 26 sunt date variatiatiile sensibilitatii pentru diferite tipuri de saboti cu caracteristicile de stabilitate corespunzatoare

Fig26Variatia sensibilitatii si caracteristica de stabilitate corespunzatoare 1-sabot primar 2-sabot secundar 3-frana disc

Autoblocarea sabotului Autoblocarea sabotului se produce atunci cand el este apasat pe

tambur numai datorita fortelor de frecare fara a fi actionat de forta S Ea se poate produce numai pentru sabotul primar si are loc cand momentul de franare dezvoltat de sabot tinde catre infinit

Momentul de franare al sabotilor se determina in functie de tipul franei si de legea de distributie a presiunii pe suprafata garniturii de frictiune in cazul real in care punctul de aplicatie al fortelor N si Ff nu este situat pe conturul exterior si pe axa de simetrie a garniturii de frictiune Astfel pentru sabotul primar al franei simplex cu forte egale de actionare a sabotilor articulati momentul de franare este

( )( ) f

ff a

caSM

ρmicroδmicroδρmicroχsdotminussdot+sdot

sdotsdot+sdotsdot=

sincos

cos1 (214)

unde δ si ρf sunt coordonatele polare ale punctului de aplicatie al fortei normale χ este unghiul la centru de dispunere al articulatiei sabotului

Momentul de franare tinde spre infinit daca numitorul se anuleaza adica

( )δρ

δmicroρmicroδmicroδsin

cos0sincos lim sdotminus

sdot=rArr=sdotminussdot+sdota

aa

ff (215)

9

La dimensionarea franei alegerea coeficientului de frecare al garniturii de frictiune se face astfel ca μμlim le 075

Frana servo are o tendinta mai mare spre autoblocare

223Constructii reprezentative de frane cu tambur si saboti interiori

In tabelul 23 sunt prezentate schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori in functie de tipul celor doi saboti si de natura reazemului

Tabelul 23Schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori

10

In figura 27 se prezinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion (Ural-375)

11

Fig27Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion 1-sabot 2-taler suport 3-excentric pentru reglarea manuala a jocului 4-bolturile sabotilor

Mecanismul de franare prezinta urmatoarele caracteristici sabotii au inima dubla si garniturile de frictiune nituite reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual cu un excentric interior care actioneaza pe talpa sabotului actionarea sabotilor se face cu doi cilindri hidraulici dubli mentinerea sabotilor pe taler se face cu surub si arc montate pe taler arcul de readucere a sabotilor este montat sub cilindrii dubli sunt montate lagare de alunecare intre inima sabotilor si bolturi (este probabil ca sabotii sa fie turnati din aliaj pe baza de aluminiu)

In figura 28 se przinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism (Gaz-24)

12

Fig28Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism 1-piston 2-segmentul elastic al pistonului 3-garnituri de etansare 4-limitator 5-taler suport 6-sabot 7 si 8-articulatie cu excentric pentru reglarea jocului tambur-sabot 9-sistem elastic de mentinere a sabotului pe taler 10-actionarea franei de mana δrsquo- cursa pistonului fata de segment reprezinta jocul prescris dintre sabot si tambur

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive garniturile de frictiune sunt lipite sabotii sunt actionati de un cilindru hidraulic dublu sabotii sunt mentinuti pe limitatorul montat pe talerul suport de catre un sistem elastic montat pe sabot si ancorat de taler reglarea jocului dintre saboti si tambur este mixta (automata prin corelarea elasticitatilor arcului de readucere a sabotilor si a segmentului elastic al pistonului cu cursa dintre piston si segment manuala prin sistemul cu excentric din

13

articulatia sabotului) sistemul cu parghii prin care cablul franei de mana actioneaza cei doi saboti format din parghia articulata de sabotul din stanga tija impingatoare si parghia lunga articulata de sabotul din dreapta

In figura 29 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti cama simpla cu deplasare egala a sabotilor si forte de actionare identice cu actionare pneumatica pentru un autocamion (Kamaz)

Fig29Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu cama simpla pentru un autocamion 1-sabot 2-cama simpla cu deplasare egala a sabotilor 3-talerul suport 4-parghie de actionare a camei 5-lagar suport pentru arborele camei 6-role

Mecanismul are urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima dubla si sunt executati din otel garniturile de frictiune in numar de doua pentru fiecare sabot sunt nituite patru arcuri de readucere mentin sabotii in pozitie neutra talerul este realizat dintr-un disc din otel cama actioneaza sabotii prin intermediul a doua role arborele camei se sprijina pe lagarul suport prin doua bucse din bronz reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual printr-un angrenaj melc-roata melcata montat in butucul parghiei de actionare a camei

In figura 210 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plunger impins si role pentru un autocamion

14

Fig210Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plungere pentru un autocamion 1-sabot 2-placa suport 3-camera de franare 4-plunger 5-role 6-pistoane 7-ghidajul pistoanelor 89 si 10- sistemul de reglare al jocului tambur-saboti

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima simpla si garnituri duble fixate prin nituri sabotii sunt mentinuti pe

15

taler prin lamele elastice talerul suport are o forma complexa contine reazemul sabotilor ghidajul plungerului cilindrii pistoanelor de actionare cu ghidajul lor suportii pentru montarea lamelelor elastice si este executat prin turnare pistoanele care actioneaza sabotii au numai deplasare axiala in interiorul pistoanelor este montat dispozitivul de reglare a jocului tambur-sabot plungerul este cu deplasre independenta si asigura forte egale de actionare a sabotilor asa cum se vede din figura 211

Fig211Modul de lucru al plungerului oscilant a)pozitia initiala b)pozitia de sincronizare a deplasarilor c)pozitia de franare d) schema pentru calculul fortelor

La automobilele moderne jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat si continuu cu dispozitive cu frecare ca cele prezentate in figura 212a si b folosite in cazul actionarilor hidraulice

(b)

Fig212Dispozitive de reglare automata continua a jocului dintre saboti si tambur a)cu frictiune pe sabot 1-bolt fixat pe taler 2-bucsa cu guler 3-saibe de frictiune 4-inima sabotului 5-piulita 6-arc elicoidal δrsquo-jocul prescris b)cu frictiune in cilindrul receptor 5-segment elastic 6-piston 7-cilindru receptor δrsquo-jocul prescris

16

In cazul dispozitivului din figura 212a se foloseste boltul 1 fixat pe talerul franei si montat cu jocul δrsquo in interiorul bucsei 2 Aceasta impreuna cu celelalte componente ale dispozitivului este montata pe inima 4 a sabotului intr-o gaura eliptica cu dimensiuni mai mari decat diametrul exterior al bucsei Jocul de montaj reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Inima sabotului este stransa intre saibele de frictiune 3 cu piulita 5 si arcul elicoidal 6 Forta de frecare care ia nastere intre inima sabotului si saibele de frictiune este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului In cazul in care jocul dintre tambur si sabot va depasi marimea jocului δrsquo la franare dupa ce bucsa sa va rezema de bolt sabotul se va deplasa in continuare sub actiunea fortei de actionare care invinge fortele de frecare Dupa franare arcul de readucere departeaza sabotul de tambur numai cu jocul δrsquo deoarece nu poate invinge forta de frecare interna a dispozitivului

Dispozitivul din figura 212b este montat in interiorul cilindrului receptor si consta din segmentul 5 care apasa puternic pe alezajul cilindrului si este montat cu jocul δrsquo in canalul din piston Forta de frecare dintre cilindru si segment este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului iar functionarea este asemanatoare cu aceea din cazul precedent

Fig213Dispozitiv de reglare automata in trepte a jocului dintre saboti si tambur 8-arcuri disc 9-melc 10-roata melcata 11-disc dintat 12-opritor 13-semicuplaj 14-pinion

17

In figura 213 se prezinta constructia unui dispozitiv cu reglarea in trepte a jocului dintre tambur si sabot folosit in cazul actionarii pnaumatice cu cama a sabotilor Acesta consta dintr-un mecanism cu clichet format din discul dintat 11 fixat pe talerul suport si din opritorul 12 angrenat la un capat de dintii rotii 11 iar la celalalt capat de roata 14 fixata pe arborele melcului 9 prin semicuplajul 13 si asigurata cu pachetul de arcuri disc 8 Pasul clichetului reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Daca acesta se mareste datorita uzurii cama impreuna cu parghia de actionare se roteste cu un unghi mai mare clichetul sare un dinte iar la revenire opritorul roteste arborele melcului aceste roteste roata melcata si aduce parghia de actionare fata de arborele camei in pozitia corespunzatoare jocului normal

Constructia tamburelor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii rigiditate mare pentru a nu vibra in timpul franarii masa si momente de inertie reduse capacitate ridicata de a evacua caldura degajata in timpul franarii rezistenta la variatii rapide si neuniforme ale temperaturii (pe suprafata interioara a tamburului temperatura poate atinge 700hellip8000 C iar pe suprafata exterioara 200hellip2500C) proprietati de frictiune si rezistenta la uzura conservate pana la o temperatura de 4000 C impreuna cu talerul suport sa protejeze mecanismul de franare de apa si impuritati centrare riguroasa fata de butucul rotii Constructia tamburelor este prezentata in figura 214

Fig214Constructia tamburelor a)tambur simplu din fonta fixat prin suruburi pe butucul rotii b)tambur compus fixat prin suruburi pe butucul rotii (1-disc din otel 2-obada din fonta) c)tambur compus fixat pe flansa arborelui planetar (3-camasa din fonta aliata 4-corpul tamburului din aliaj pe baza de aluminiu) dc-diametrul de centrare

18

Tamburele se executa prin turnare centrifugala din fonta cenusie sau aliata cu nichel molibden sau cupru si pot fi de constructie simpla sau combinata La autocamioane si autobuze tamburul este separat de butuc iar la unele autoturisme se toarna impreuna cu butucul In cazul tamburelor de constructie combinata discul central din otel sau camasa interioara din fonta sunt incluse in corpul tamburului in procesul de turnare Tamburul trebuie sa fie bine echilibrat static si dinamic iar bataia radiala pe suprafata de lucru nu trebuie sa depaseasca 008 mm

Diametrul tamburului este corelat cu diametrul jentii Trebuie sa existe o distanta de 20hellip30 mm (dupa unii autori 50hellip60 mm) intre janta si tambur pentru a asigura o buna racire

Sabotii se executa prin ambutisare sisau sudare din tabla din otel prin turnare din fonta sau mai rar din aliaje pe baza de aluminiu Suprafata de lucru este acoperita cu garnitura de frictiune montata pe talpa sabotului prin nituire (nituri moi din Cu sau Al) sau prin lipire In cazul sabotilor mari dupa asamblarea garniturii se face o ajustare a garniturii prin strunjire pentru o pasuire uniforma pe suprafata tamburului In zona actionarii sabotilor de catre cama inima acestora este protejata pentru micsorarea uzurii cu o placuta din otel sau cu o rola

Pentru saboti se recomanda urmatoarele dimensiuni latimea talpii 30hellip70 mm unghiul de infasurare al garniturii 90hellip1200 jocul dintre saboti si tambur la mijlocul sabotului 050hellip100 mm arcurile de retragere ale sabotilor sa dezvolte o forta de 150hellip300 N

Garniturile de frictiune trebuie sa indeplineasca conditii asemanatoare si sunt executate din materiale de baza asemanatoare (difera retelele) cu cele ale ambreiajelor mecanice

224Elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

Factori care influenteaza dimensiunile si durabilitatea garniturilor de frictiune Procesul de franare indeosebi in cazul franarii intensive presupune

transformarea intr-un timp foarte scurt a unei cantitati foarte mari de energie mecanica in energie termica Puterea consumata la demararea automobilului cu acceleratia ad este

360V

ag

GP d

ad sdotsdotsdot= δ [kW] (216)

unde δ este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie

19

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Sensibilitatea franei este definita de relatia

microd

dEE = (213)

Este bine ca sabotii sa nu aiba o variatie mare a sensibilitatii pentru a mentine constanti parametrii de franare ai automobilului In figura 26 sunt date variatiatiile sensibilitatii pentru diferite tipuri de saboti cu caracteristicile de stabilitate corespunzatoare

Fig26Variatia sensibilitatii si caracteristica de stabilitate corespunzatoare 1-sabot primar 2-sabot secundar 3-frana disc

Autoblocarea sabotului Autoblocarea sabotului se produce atunci cand el este apasat pe

tambur numai datorita fortelor de frecare fara a fi actionat de forta S Ea se poate produce numai pentru sabotul primar si are loc cand momentul de franare dezvoltat de sabot tinde catre infinit

Momentul de franare al sabotilor se determina in functie de tipul franei si de legea de distributie a presiunii pe suprafata garniturii de frictiune in cazul real in care punctul de aplicatie al fortelor N si Ff nu este situat pe conturul exterior si pe axa de simetrie a garniturii de frictiune Astfel pentru sabotul primar al franei simplex cu forte egale de actionare a sabotilor articulati momentul de franare este

( )( ) f

ff a

caSM

ρmicroδmicroδρmicroχsdotminussdot+sdot

sdotsdot+sdotsdot=

sincos

cos1 (214)

unde δ si ρf sunt coordonatele polare ale punctului de aplicatie al fortei normale χ este unghiul la centru de dispunere al articulatiei sabotului

Momentul de franare tinde spre infinit daca numitorul se anuleaza adica

( )δρ

δmicroρmicroδmicroδsin

cos0sincos lim sdotminus

sdot=rArr=sdotminussdot+sdota

aa

ff (215)

9

La dimensionarea franei alegerea coeficientului de frecare al garniturii de frictiune se face astfel ca μμlim le 075

Frana servo are o tendinta mai mare spre autoblocare

223Constructii reprezentative de frane cu tambur si saboti interiori

In tabelul 23 sunt prezentate schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori in functie de tipul celor doi saboti si de natura reazemului

Tabelul 23Schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori

10

In figura 27 se prezinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion (Ural-375)

11

Fig27Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion 1-sabot 2-taler suport 3-excentric pentru reglarea manuala a jocului 4-bolturile sabotilor

Mecanismul de franare prezinta urmatoarele caracteristici sabotii au inima dubla si garniturile de frictiune nituite reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual cu un excentric interior care actioneaza pe talpa sabotului actionarea sabotilor se face cu doi cilindri hidraulici dubli mentinerea sabotilor pe taler se face cu surub si arc montate pe taler arcul de readucere a sabotilor este montat sub cilindrii dubli sunt montate lagare de alunecare intre inima sabotilor si bolturi (este probabil ca sabotii sa fie turnati din aliaj pe baza de aluminiu)

In figura 28 se przinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism (Gaz-24)

12

Fig28Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism 1-piston 2-segmentul elastic al pistonului 3-garnituri de etansare 4-limitator 5-taler suport 6-sabot 7 si 8-articulatie cu excentric pentru reglarea jocului tambur-sabot 9-sistem elastic de mentinere a sabotului pe taler 10-actionarea franei de mana δrsquo- cursa pistonului fata de segment reprezinta jocul prescris dintre sabot si tambur

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive garniturile de frictiune sunt lipite sabotii sunt actionati de un cilindru hidraulic dublu sabotii sunt mentinuti pe limitatorul montat pe talerul suport de catre un sistem elastic montat pe sabot si ancorat de taler reglarea jocului dintre saboti si tambur este mixta (automata prin corelarea elasticitatilor arcului de readucere a sabotilor si a segmentului elastic al pistonului cu cursa dintre piston si segment manuala prin sistemul cu excentric din

13

articulatia sabotului) sistemul cu parghii prin care cablul franei de mana actioneaza cei doi saboti format din parghia articulata de sabotul din stanga tija impingatoare si parghia lunga articulata de sabotul din dreapta

In figura 29 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti cama simpla cu deplasare egala a sabotilor si forte de actionare identice cu actionare pneumatica pentru un autocamion (Kamaz)

Fig29Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu cama simpla pentru un autocamion 1-sabot 2-cama simpla cu deplasare egala a sabotilor 3-talerul suport 4-parghie de actionare a camei 5-lagar suport pentru arborele camei 6-role

Mecanismul are urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima dubla si sunt executati din otel garniturile de frictiune in numar de doua pentru fiecare sabot sunt nituite patru arcuri de readucere mentin sabotii in pozitie neutra talerul este realizat dintr-un disc din otel cama actioneaza sabotii prin intermediul a doua role arborele camei se sprijina pe lagarul suport prin doua bucse din bronz reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual printr-un angrenaj melc-roata melcata montat in butucul parghiei de actionare a camei

In figura 210 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plunger impins si role pentru un autocamion

14

Fig210Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plungere pentru un autocamion 1-sabot 2-placa suport 3-camera de franare 4-plunger 5-role 6-pistoane 7-ghidajul pistoanelor 89 si 10- sistemul de reglare al jocului tambur-saboti

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima simpla si garnituri duble fixate prin nituri sabotii sunt mentinuti pe

15

taler prin lamele elastice talerul suport are o forma complexa contine reazemul sabotilor ghidajul plungerului cilindrii pistoanelor de actionare cu ghidajul lor suportii pentru montarea lamelelor elastice si este executat prin turnare pistoanele care actioneaza sabotii au numai deplasare axiala in interiorul pistoanelor este montat dispozitivul de reglare a jocului tambur-sabot plungerul este cu deplasre independenta si asigura forte egale de actionare a sabotilor asa cum se vede din figura 211

Fig211Modul de lucru al plungerului oscilant a)pozitia initiala b)pozitia de sincronizare a deplasarilor c)pozitia de franare d) schema pentru calculul fortelor

La automobilele moderne jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat si continuu cu dispozitive cu frecare ca cele prezentate in figura 212a si b folosite in cazul actionarilor hidraulice

(b)

Fig212Dispozitive de reglare automata continua a jocului dintre saboti si tambur a)cu frictiune pe sabot 1-bolt fixat pe taler 2-bucsa cu guler 3-saibe de frictiune 4-inima sabotului 5-piulita 6-arc elicoidal δrsquo-jocul prescris b)cu frictiune in cilindrul receptor 5-segment elastic 6-piston 7-cilindru receptor δrsquo-jocul prescris

16

In cazul dispozitivului din figura 212a se foloseste boltul 1 fixat pe talerul franei si montat cu jocul δrsquo in interiorul bucsei 2 Aceasta impreuna cu celelalte componente ale dispozitivului este montata pe inima 4 a sabotului intr-o gaura eliptica cu dimensiuni mai mari decat diametrul exterior al bucsei Jocul de montaj reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Inima sabotului este stransa intre saibele de frictiune 3 cu piulita 5 si arcul elicoidal 6 Forta de frecare care ia nastere intre inima sabotului si saibele de frictiune este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului In cazul in care jocul dintre tambur si sabot va depasi marimea jocului δrsquo la franare dupa ce bucsa sa va rezema de bolt sabotul se va deplasa in continuare sub actiunea fortei de actionare care invinge fortele de frecare Dupa franare arcul de readucere departeaza sabotul de tambur numai cu jocul δrsquo deoarece nu poate invinge forta de frecare interna a dispozitivului

Dispozitivul din figura 212b este montat in interiorul cilindrului receptor si consta din segmentul 5 care apasa puternic pe alezajul cilindrului si este montat cu jocul δrsquo in canalul din piston Forta de frecare dintre cilindru si segment este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului iar functionarea este asemanatoare cu aceea din cazul precedent

Fig213Dispozitiv de reglare automata in trepte a jocului dintre saboti si tambur 8-arcuri disc 9-melc 10-roata melcata 11-disc dintat 12-opritor 13-semicuplaj 14-pinion

17

In figura 213 se prezinta constructia unui dispozitiv cu reglarea in trepte a jocului dintre tambur si sabot folosit in cazul actionarii pnaumatice cu cama a sabotilor Acesta consta dintr-un mecanism cu clichet format din discul dintat 11 fixat pe talerul suport si din opritorul 12 angrenat la un capat de dintii rotii 11 iar la celalalt capat de roata 14 fixata pe arborele melcului 9 prin semicuplajul 13 si asigurata cu pachetul de arcuri disc 8 Pasul clichetului reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Daca acesta se mareste datorita uzurii cama impreuna cu parghia de actionare se roteste cu un unghi mai mare clichetul sare un dinte iar la revenire opritorul roteste arborele melcului aceste roteste roata melcata si aduce parghia de actionare fata de arborele camei in pozitia corespunzatoare jocului normal

Constructia tamburelor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii rigiditate mare pentru a nu vibra in timpul franarii masa si momente de inertie reduse capacitate ridicata de a evacua caldura degajata in timpul franarii rezistenta la variatii rapide si neuniforme ale temperaturii (pe suprafata interioara a tamburului temperatura poate atinge 700hellip8000 C iar pe suprafata exterioara 200hellip2500C) proprietati de frictiune si rezistenta la uzura conservate pana la o temperatura de 4000 C impreuna cu talerul suport sa protejeze mecanismul de franare de apa si impuritati centrare riguroasa fata de butucul rotii Constructia tamburelor este prezentata in figura 214

Fig214Constructia tamburelor a)tambur simplu din fonta fixat prin suruburi pe butucul rotii b)tambur compus fixat prin suruburi pe butucul rotii (1-disc din otel 2-obada din fonta) c)tambur compus fixat pe flansa arborelui planetar (3-camasa din fonta aliata 4-corpul tamburului din aliaj pe baza de aluminiu) dc-diametrul de centrare

18

Tamburele se executa prin turnare centrifugala din fonta cenusie sau aliata cu nichel molibden sau cupru si pot fi de constructie simpla sau combinata La autocamioane si autobuze tamburul este separat de butuc iar la unele autoturisme se toarna impreuna cu butucul In cazul tamburelor de constructie combinata discul central din otel sau camasa interioara din fonta sunt incluse in corpul tamburului in procesul de turnare Tamburul trebuie sa fie bine echilibrat static si dinamic iar bataia radiala pe suprafata de lucru nu trebuie sa depaseasca 008 mm

Diametrul tamburului este corelat cu diametrul jentii Trebuie sa existe o distanta de 20hellip30 mm (dupa unii autori 50hellip60 mm) intre janta si tambur pentru a asigura o buna racire

Sabotii se executa prin ambutisare sisau sudare din tabla din otel prin turnare din fonta sau mai rar din aliaje pe baza de aluminiu Suprafata de lucru este acoperita cu garnitura de frictiune montata pe talpa sabotului prin nituire (nituri moi din Cu sau Al) sau prin lipire In cazul sabotilor mari dupa asamblarea garniturii se face o ajustare a garniturii prin strunjire pentru o pasuire uniforma pe suprafata tamburului In zona actionarii sabotilor de catre cama inima acestora este protejata pentru micsorarea uzurii cu o placuta din otel sau cu o rola

Pentru saboti se recomanda urmatoarele dimensiuni latimea talpii 30hellip70 mm unghiul de infasurare al garniturii 90hellip1200 jocul dintre saboti si tambur la mijlocul sabotului 050hellip100 mm arcurile de retragere ale sabotilor sa dezvolte o forta de 150hellip300 N

Garniturile de frictiune trebuie sa indeplineasca conditii asemanatoare si sunt executate din materiale de baza asemanatoare (difera retelele) cu cele ale ambreiajelor mecanice

224Elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

Factori care influenteaza dimensiunile si durabilitatea garniturilor de frictiune Procesul de franare indeosebi in cazul franarii intensive presupune

transformarea intr-un timp foarte scurt a unei cantitati foarte mari de energie mecanica in energie termica Puterea consumata la demararea automobilului cu acceleratia ad este

360V

ag

GP d

ad sdotsdotsdot= δ [kW] (216)

unde δ este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie

19

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

La dimensionarea franei alegerea coeficientului de frecare al garniturii de frictiune se face astfel ca μμlim le 075

Frana servo are o tendinta mai mare spre autoblocare

223Constructii reprezentative de frane cu tambur si saboti interiori

In tabelul 23 sunt prezentate schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori in functie de tipul celor doi saboti si de natura reazemului

Tabelul 23Schemele principalelor tipuri de frane cu tambur si saboti interiori

10

In figura 27 se prezinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion (Ural-375)

11

Fig27Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion 1-sabot 2-taler suport 3-excentric pentru reglarea manuala a jocului 4-bolturile sabotilor

Mecanismul de franare prezinta urmatoarele caracteristici sabotii au inima dubla si garniturile de frictiune nituite reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual cu un excentric interior care actioneaza pe talpa sabotului actionarea sabotilor se face cu doi cilindri hidraulici dubli mentinerea sabotilor pe taler se face cu surub si arc montate pe taler arcul de readucere a sabotilor este montat sub cilindrii dubli sunt montate lagare de alunecare intre inima sabotilor si bolturi (este probabil ca sabotii sa fie turnati din aliaj pe baza de aluminiu)

In figura 28 se przinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism (Gaz-24)

12

Fig28Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism 1-piston 2-segmentul elastic al pistonului 3-garnituri de etansare 4-limitator 5-taler suport 6-sabot 7 si 8-articulatie cu excentric pentru reglarea jocului tambur-sabot 9-sistem elastic de mentinere a sabotului pe taler 10-actionarea franei de mana δrsquo- cursa pistonului fata de segment reprezinta jocul prescris dintre sabot si tambur

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive garniturile de frictiune sunt lipite sabotii sunt actionati de un cilindru hidraulic dublu sabotii sunt mentinuti pe limitatorul montat pe talerul suport de catre un sistem elastic montat pe sabot si ancorat de taler reglarea jocului dintre saboti si tambur este mixta (automata prin corelarea elasticitatilor arcului de readucere a sabotilor si a segmentului elastic al pistonului cu cursa dintre piston si segment manuala prin sistemul cu excentric din

13

articulatia sabotului) sistemul cu parghii prin care cablul franei de mana actioneaza cei doi saboti format din parghia articulata de sabotul din stanga tija impingatoare si parghia lunga articulata de sabotul din dreapta

In figura 29 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti cama simpla cu deplasare egala a sabotilor si forte de actionare identice cu actionare pneumatica pentru un autocamion (Kamaz)

Fig29Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu cama simpla pentru un autocamion 1-sabot 2-cama simpla cu deplasare egala a sabotilor 3-talerul suport 4-parghie de actionare a camei 5-lagar suport pentru arborele camei 6-role

Mecanismul are urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima dubla si sunt executati din otel garniturile de frictiune in numar de doua pentru fiecare sabot sunt nituite patru arcuri de readucere mentin sabotii in pozitie neutra talerul este realizat dintr-un disc din otel cama actioneaza sabotii prin intermediul a doua role arborele camei se sprijina pe lagarul suport prin doua bucse din bronz reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual printr-un angrenaj melc-roata melcata montat in butucul parghiei de actionare a camei

In figura 210 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plunger impins si role pentru un autocamion

14

Fig210Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plungere pentru un autocamion 1-sabot 2-placa suport 3-camera de franare 4-plunger 5-role 6-pistoane 7-ghidajul pistoanelor 89 si 10- sistemul de reglare al jocului tambur-saboti

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima simpla si garnituri duble fixate prin nituri sabotii sunt mentinuti pe

15

taler prin lamele elastice talerul suport are o forma complexa contine reazemul sabotilor ghidajul plungerului cilindrii pistoanelor de actionare cu ghidajul lor suportii pentru montarea lamelelor elastice si este executat prin turnare pistoanele care actioneaza sabotii au numai deplasare axiala in interiorul pistoanelor este montat dispozitivul de reglare a jocului tambur-sabot plungerul este cu deplasre independenta si asigura forte egale de actionare a sabotilor asa cum se vede din figura 211

Fig211Modul de lucru al plungerului oscilant a)pozitia initiala b)pozitia de sincronizare a deplasarilor c)pozitia de franare d) schema pentru calculul fortelor

La automobilele moderne jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat si continuu cu dispozitive cu frecare ca cele prezentate in figura 212a si b folosite in cazul actionarilor hidraulice

(b)

Fig212Dispozitive de reglare automata continua a jocului dintre saboti si tambur a)cu frictiune pe sabot 1-bolt fixat pe taler 2-bucsa cu guler 3-saibe de frictiune 4-inima sabotului 5-piulita 6-arc elicoidal δrsquo-jocul prescris b)cu frictiune in cilindrul receptor 5-segment elastic 6-piston 7-cilindru receptor δrsquo-jocul prescris

16

In cazul dispozitivului din figura 212a se foloseste boltul 1 fixat pe talerul franei si montat cu jocul δrsquo in interiorul bucsei 2 Aceasta impreuna cu celelalte componente ale dispozitivului este montata pe inima 4 a sabotului intr-o gaura eliptica cu dimensiuni mai mari decat diametrul exterior al bucsei Jocul de montaj reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Inima sabotului este stransa intre saibele de frictiune 3 cu piulita 5 si arcul elicoidal 6 Forta de frecare care ia nastere intre inima sabotului si saibele de frictiune este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului In cazul in care jocul dintre tambur si sabot va depasi marimea jocului δrsquo la franare dupa ce bucsa sa va rezema de bolt sabotul se va deplasa in continuare sub actiunea fortei de actionare care invinge fortele de frecare Dupa franare arcul de readucere departeaza sabotul de tambur numai cu jocul δrsquo deoarece nu poate invinge forta de frecare interna a dispozitivului

Dispozitivul din figura 212b este montat in interiorul cilindrului receptor si consta din segmentul 5 care apasa puternic pe alezajul cilindrului si este montat cu jocul δrsquo in canalul din piston Forta de frecare dintre cilindru si segment este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului iar functionarea este asemanatoare cu aceea din cazul precedent

Fig213Dispozitiv de reglare automata in trepte a jocului dintre saboti si tambur 8-arcuri disc 9-melc 10-roata melcata 11-disc dintat 12-opritor 13-semicuplaj 14-pinion

17

In figura 213 se prezinta constructia unui dispozitiv cu reglarea in trepte a jocului dintre tambur si sabot folosit in cazul actionarii pnaumatice cu cama a sabotilor Acesta consta dintr-un mecanism cu clichet format din discul dintat 11 fixat pe talerul suport si din opritorul 12 angrenat la un capat de dintii rotii 11 iar la celalalt capat de roata 14 fixata pe arborele melcului 9 prin semicuplajul 13 si asigurata cu pachetul de arcuri disc 8 Pasul clichetului reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Daca acesta se mareste datorita uzurii cama impreuna cu parghia de actionare se roteste cu un unghi mai mare clichetul sare un dinte iar la revenire opritorul roteste arborele melcului aceste roteste roata melcata si aduce parghia de actionare fata de arborele camei in pozitia corespunzatoare jocului normal

Constructia tamburelor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii rigiditate mare pentru a nu vibra in timpul franarii masa si momente de inertie reduse capacitate ridicata de a evacua caldura degajata in timpul franarii rezistenta la variatii rapide si neuniforme ale temperaturii (pe suprafata interioara a tamburului temperatura poate atinge 700hellip8000 C iar pe suprafata exterioara 200hellip2500C) proprietati de frictiune si rezistenta la uzura conservate pana la o temperatura de 4000 C impreuna cu talerul suport sa protejeze mecanismul de franare de apa si impuritati centrare riguroasa fata de butucul rotii Constructia tamburelor este prezentata in figura 214

Fig214Constructia tamburelor a)tambur simplu din fonta fixat prin suruburi pe butucul rotii b)tambur compus fixat prin suruburi pe butucul rotii (1-disc din otel 2-obada din fonta) c)tambur compus fixat pe flansa arborelui planetar (3-camasa din fonta aliata 4-corpul tamburului din aliaj pe baza de aluminiu) dc-diametrul de centrare

18

Tamburele se executa prin turnare centrifugala din fonta cenusie sau aliata cu nichel molibden sau cupru si pot fi de constructie simpla sau combinata La autocamioane si autobuze tamburul este separat de butuc iar la unele autoturisme se toarna impreuna cu butucul In cazul tamburelor de constructie combinata discul central din otel sau camasa interioara din fonta sunt incluse in corpul tamburului in procesul de turnare Tamburul trebuie sa fie bine echilibrat static si dinamic iar bataia radiala pe suprafata de lucru nu trebuie sa depaseasca 008 mm

Diametrul tamburului este corelat cu diametrul jentii Trebuie sa existe o distanta de 20hellip30 mm (dupa unii autori 50hellip60 mm) intre janta si tambur pentru a asigura o buna racire

Sabotii se executa prin ambutisare sisau sudare din tabla din otel prin turnare din fonta sau mai rar din aliaje pe baza de aluminiu Suprafata de lucru este acoperita cu garnitura de frictiune montata pe talpa sabotului prin nituire (nituri moi din Cu sau Al) sau prin lipire In cazul sabotilor mari dupa asamblarea garniturii se face o ajustare a garniturii prin strunjire pentru o pasuire uniforma pe suprafata tamburului In zona actionarii sabotilor de catre cama inima acestora este protejata pentru micsorarea uzurii cu o placuta din otel sau cu o rola

Pentru saboti se recomanda urmatoarele dimensiuni latimea talpii 30hellip70 mm unghiul de infasurare al garniturii 90hellip1200 jocul dintre saboti si tambur la mijlocul sabotului 050hellip100 mm arcurile de retragere ale sabotilor sa dezvolte o forta de 150hellip300 N

Garniturile de frictiune trebuie sa indeplineasca conditii asemanatoare si sunt executate din materiale de baza asemanatoare (difera retelele) cu cele ale ambreiajelor mecanice

224Elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

Factori care influenteaza dimensiunile si durabilitatea garniturilor de frictiune Procesul de franare indeosebi in cazul franarii intensive presupune

transformarea intr-un timp foarte scurt a unei cantitati foarte mari de energie mecanica in energie termica Puterea consumata la demararea automobilului cu acceleratia ad este

360V

ag

GP d

ad sdotsdotsdot= δ [kW] (216)

unde δ este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie

19

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

In figura 27 se prezinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion (Ural-375)

11

Fig27Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion 1-sabot 2-taler suport 3-excentric pentru reglarea manuala a jocului 4-bolturile sabotilor

Mecanismul de franare prezinta urmatoarele caracteristici sabotii au inima dubla si garniturile de frictiune nituite reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual cu un excentric interior care actioneaza pe talpa sabotului actionarea sabotilor se face cu doi cilindri hidraulici dubli mentinerea sabotilor pe taler se face cu surub si arc montate pe taler arcul de readucere a sabotilor este montat sub cilindrii dubli sunt montate lagare de alunecare intre inima sabotilor si bolturi (este probabil ca sabotii sa fie turnati din aliaj pe baza de aluminiu)

In figura 28 se przinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism (Gaz-24)

12

Fig28Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism 1-piston 2-segmentul elastic al pistonului 3-garnituri de etansare 4-limitator 5-taler suport 6-sabot 7 si 8-articulatie cu excentric pentru reglarea jocului tambur-sabot 9-sistem elastic de mentinere a sabotului pe taler 10-actionarea franei de mana δrsquo- cursa pistonului fata de segment reprezinta jocul prescris dintre sabot si tambur

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive garniturile de frictiune sunt lipite sabotii sunt actionati de un cilindru hidraulic dublu sabotii sunt mentinuti pe limitatorul montat pe talerul suport de catre un sistem elastic montat pe sabot si ancorat de taler reglarea jocului dintre saboti si tambur este mixta (automata prin corelarea elasticitatilor arcului de readucere a sabotilor si a segmentului elastic al pistonului cu cursa dintre piston si segment manuala prin sistemul cu excentric din

13

articulatia sabotului) sistemul cu parghii prin care cablul franei de mana actioneaza cei doi saboti format din parghia articulata de sabotul din stanga tija impingatoare si parghia lunga articulata de sabotul din dreapta

In figura 29 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti cama simpla cu deplasare egala a sabotilor si forte de actionare identice cu actionare pneumatica pentru un autocamion (Kamaz)

Fig29Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu cama simpla pentru un autocamion 1-sabot 2-cama simpla cu deplasare egala a sabotilor 3-talerul suport 4-parghie de actionare a camei 5-lagar suport pentru arborele camei 6-role

Mecanismul are urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima dubla si sunt executati din otel garniturile de frictiune in numar de doua pentru fiecare sabot sunt nituite patru arcuri de readucere mentin sabotii in pozitie neutra talerul este realizat dintr-un disc din otel cama actioneaza sabotii prin intermediul a doua role arborele camei se sprijina pe lagarul suport prin doua bucse din bronz reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual printr-un angrenaj melc-roata melcata montat in butucul parghiei de actionare a camei

In figura 210 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plunger impins si role pentru un autocamion

14

Fig210Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plungere pentru un autocamion 1-sabot 2-placa suport 3-camera de franare 4-plunger 5-role 6-pistoane 7-ghidajul pistoanelor 89 si 10- sistemul de reglare al jocului tambur-saboti

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima simpla si garnituri duble fixate prin nituri sabotii sunt mentinuti pe

15

taler prin lamele elastice talerul suport are o forma complexa contine reazemul sabotilor ghidajul plungerului cilindrii pistoanelor de actionare cu ghidajul lor suportii pentru montarea lamelelor elastice si este executat prin turnare pistoanele care actioneaza sabotii au numai deplasare axiala in interiorul pistoanelor este montat dispozitivul de reglare a jocului tambur-sabot plungerul este cu deplasre independenta si asigura forte egale de actionare a sabotilor asa cum se vede din figura 211

Fig211Modul de lucru al plungerului oscilant a)pozitia initiala b)pozitia de sincronizare a deplasarilor c)pozitia de franare d) schema pentru calculul fortelor

La automobilele moderne jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat si continuu cu dispozitive cu frecare ca cele prezentate in figura 212a si b folosite in cazul actionarilor hidraulice

(b)

Fig212Dispozitive de reglare automata continua a jocului dintre saboti si tambur a)cu frictiune pe sabot 1-bolt fixat pe taler 2-bucsa cu guler 3-saibe de frictiune 4-inima sabotului 5-piulita 6-arc elicoidal δrsquo-jocul prescris b)cu frictiune in cilindrul receptor 5-segment elastic 6-piston 7-cilindru receptor δrsquo-jocul prescris

16

In cazul dispozitivului din figura 212a se foloseste boltul 1 fixat pe talerul franei si montat cu jocul δrsquo in interiorul bucsei 2 Aceasta impreuna cu celelalte componente ale dispozitivului este montata pe inima 4 a sabotului intr-o gaura eliptica cu dimensiuni mai mari decat diametrul exterior al bucsei Jocul de montaj reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Inima sabotului este stransa intre saibele de frictiune 3 cu piulita 5 si arcul elicoidal 6 Forta de frecare care ia nastere intre inima sabotului si saibele de frictiune este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului In cazul in care jocul dintre tambur si sabot va depasi marimea jocului δrsquo la franare dupa ce bucsa sa va rezema de bolt sabotul se va deplasa in continuare sub actiunea fortei de actionare care invinge fortele de frecare Dupa franare arcul de readucere departeaza sabotul de tambur numai cu jocul δrsquo deoarece nu poate invinge forta de frecare interna a dispozitivului

Dispozitivul din figura 212b este montat in interiorul cilindrului receptor si consta din segmentul 5 care apasa puternic pe alezajul cilindrului si este montat cu jocul δrsquo in canalul din piston Forta de frecare dintre cilindru si segment este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului iar functionarea este asemanatoare cu aceea din cazul precedent

Fig213Dispozitiv de reglare automata in trepte a jocului dintre saboti si tambur 8-arcuri disc 9-melc 10-roata melcata 11-disc dintat 12-opritor 13-semicuplaj 14-pinion

17

In figura 213 se prezinta constructia unui dispozitiv cu reglarea in trepte a jocului dintre tambur si sabot folosit in cazul actionarii pnaumatice cu cama a sabotilor Acesta consta dintr-un mecanism cu clichet format din discul dintat 11 fixat pe talerul suport si din opritorul 12 angrenat la un capat de dintii rotii 11 iar la celalalt capat de roata 14 fixata pe arborele melcului 9 prin semicuplajul 13 si asigurata cu pachetul de arcuri disc 8 Pasul clichetului reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Daca acesta se mareste datorita uzurii cama impreuna cu parghia de actionare se roteste cu un unghi mai mare clichetul sare un dinte iar la revenire opritorul roteste arborele melcului aceste roteste roata melcata si aduce parghia de actionare fata de arborele camei in pozitia corespunzatoare jocului normal

Constructia tamburelor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii rigiditate mare pentru a nu vibra in timpul franarii masa si momente de inertie reduse capacitate ridicata de a evacua caldura degajata in timpul franarii rezistenta la variatii rapide si neuniforme ale temperaturii (pe suprafata interioara a tamburului temperatura poate atinge 700hellip8000 C iar pe suprafata exterioara 200hellip2500C) proprietati de frictiune si rezistenta la uzura conservate pana la o temperatura de 4000 C impreuna cu talerul suport sa protejeze mecanismul de franare de apa si impuritati centrare riguroasa fata de butucul rotii Constructia tamburelor este prezentata in figura 214

Fig214Constructia tamburelor a)tambur simplu din fonta fixat prin suruburi pe butucul rotii b)tambur compus fixat prin suruburi pe butucul rotii (1-disc din otel 2-obada din fonta) c)tambur compus fixat pe flansa arborelui planetar (3-camasa din fonta aliata 4-corpul tamburului din aliaj pe baza de aluminiu) dc-diametrul de centrare

18

Tamburele se executa prin turnare centrifugala din fonta cenusie sau aliata cu nichel molibden sau cupru si pot fi de constructie simpla sau combinata La autocamioane si autobuze tamburul este separat de butuc iar la unele autoturisme se toarna impreuna cu butucul In cazul tamburelor de constructie combinata discul central din otel sau camasa interioara din fonta sunt incluse in corpul tamburului in procesul de turnare Tamburul trebuie sa fie bine echilibrat static si dinamic iar bataia radiala pe suprafata de lucru nu trebuie sa depaseasca 008 mm

Diametrul tamburului este corelat cu diametrul jentii Trebuie sa existe o distanta de 20hellip30 mm (dupa unii autori 50hellip60 mm) intre janta si tambur pentru a asigura o buna racire

Sabotii se executa prin ambutisare sisau sudare din tabla din otel prin turnare din fonta sau mai rar din aliaje pe baza de aluminiu Suprafata de lucru este acoperita cu garnitura de frictiune montata pe talpa sabotului prin nituire (nituri moi din Cu sau Al) sau prin lipire In cazul sabotilor mari dupa asamblarea garniturii se face o ajustare a garniturii prin strunjire pentru o pasuire uniforma pe suprafata tamburului In zona actionarii sabotilor de catre cama inima acestora este protejata pentru micsorarea uzurii cu o placuta din otel sau cu o rola

Pentru saboti se recomanda urmatoarele dimensiuni latimea talpii 30hellip70 mm unghiul de infasurare al garniturii 90hellip1200 jocul dintre saboti si tambur la mijlocul sabotului 050hellip100 mm arcurile de retragere ale sabotilor sa dezvolte o forta de 150hellip300 N

Garniturile de frictiune trebuie sa indeplineasca conditii asemanatoare si sunt executate din materiale de baza asemanatoare (difera retelele) cu cele ale ambreiajelor mecanice

224Elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

Factori care influenteaza dimensiunile si durabilitatea garniturilor de frictiune Procesul de franare indeosebi in cazul franarii intensive presupune

transformarea intr-un timp foarte scurt a unei cantitati foarte mari de energie mecanica in energie termica Puterea consumata la demararea automobilului cu acceleratia ad este

360V

ag

GP d

ad sdotsdotsdot= δ [kW] (216)

unde δ este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie

19

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Fig27Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autocamion 1-sabot 2-taler suport 3-excentric pentru reglarea manuala a jocului 4-bolturile sabotilor

Mecanismul de franare prezinta urmatoarele caracteristici sabotii au inima dubla si garniturile de frictiune nituite reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual cu un excentric interior care actioneaza pe talpa sabotului actionarea sabotilor se face cu doi cilindri hidraulici dubli mentinerea sabotilor pe taler se face cu surub si arc montate pe taler arcul de readucere a sabotilor este montat sub cilindrii dubli sunt montate lagare de alunecare intre inima sabotilor si bolturi (este probabil ca sabotii sa fie turnati din aliaj pe baza de aluminiu)

In figura 28 se przinta constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism (Gaz-24)

12

Fig28Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism 1-piston 2-segmentul elastic al pistonului 3-garnituri de etansare 4-limitator 5-taler suport 6-sabot 7 si 8-articulatie cu excentric pentru reglarea jocului tambur-sabot 9-sistem elastic de mentinere a sabotului pe taler 10-actionarea franei de mana δrsquo- cursa pistonului fata de segment reprezinta jocul prescris dintre sabot si tambur

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive garniturile de frictiune sunt lipite sabotii sunt actionati de un cilindru hidraulic dublu sabotii sunt mentinuti pe limitatorul montat pe talerul suport de catre un sistem elastic montat pe sabot si ancorat de taler reglarea jocului dintre saboti si tambur este mixta (automata prin corelarea elasticitatilor arcului de readucere a sabotilor si a segmentului elastic al pistonului cu cursa dintre piston si segment manuala prin sistemul cu excentric din

13

articulatia sabotului) sistemul cu parghii prin care cablul franei de mana actioneaza cei doi saboti format din parghia articulata de sabotul din stanga tija impingatoare si parghia lunga articulata de sabotul din dreapta

In figura 29 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti cama simpla cu deplasare egala a sabotilor si forte de actionare identice cu actionare pneumatica pentru un autocamion (Kamaz)

Fig29Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu cama simpla pentru un autocamion 1-sabot 2-cama simpla cu deplasare egala a sabotilor 3-talerul suport 4-parghie de actionare a camei 5-lagar suport pentru arborele camei 6-role

Mecanismul are urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima dubla si sunt executati din otel garniturile de frictiune in numar de doua pentru fiecare sabot sunt nituite patru arcuri de readucere mentin sabotii in pozitie neutra talerul este realizat dintr-un disc din otel cama actioneaza sabotii prin intermediul a doua role arborele camei se sprijina pe lagarul suport prin doua bucse din bronz reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual printr-un angrenaj melc-roata melcata montat in butucul parghiei de actionare a camei

In figura 210 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plunger impins si role pentru un autocamion

14

Fig210Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plungere pentru un autocamion 1-sabot 2-placa suport 3-camera de franare 4-plunger 5-role 6-pistoane 7-ghidajul pistoanelor 89 si 10- sistemul de reglare al jocului tambur-saboti

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima simpla si garnituri duble fixate prin nituri sabotii sunt mentinuti pe

15

taler prin lamele elastice talerul suport are o forma complexa contine reazemul sabotilor ghidajul plungerului cilindrii pistoanelor de actionare cu ghidajul lor suportii pentru montarea lamelelor elastice si este executat prin turnare pistoanele care actioneaza sabotii au numai deplasare axiala in interiorul pistoanelor este montat dispozitivul de reglare a jocului tambur-sabot plungerul este cu deplasre independenta si asigura forte egale de actionare a sabotilor asa cum se vede din figura 211

Fig211Modul de lucru al plungerului oscilant a)pozitia initiala b)pozitia de sincronizare a deplasarilor c)pozitia de franare d) schema pentru calculul fortelor

La automobilele moderne jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat si continuu cu dispozitive cu frecare ca cele prezentate in figura 212a si b folosite in cazul actionarilor hidraulice

(b)

Fig212Dispozitive de reglare automata continua a jocului dintre saboti si tambur a)cu frictiune pe sabot 1-bolt fixat pe taler 2-bucsa cu guler 3-saibe de frictiune 4-inima sabotului 5-piulita 6-arc elicoidal δrsquo-jocul prescris b)cu frictiune in cilindrul receptor 5-segment elastic 6-piston 7-cilindru receptor δrsquo-jocul prescris

16

In cazul dispozitivului din figura 212a se foloseste boltul 1 fixat pe talerul franei si montat cu jocul δrsquo in interiorul bucsei 2 Aceasta impreuna cu celelalte componente ale dispozitivului este montata pe inima 4 a sabotului intr-o gaura eliptica cu dimensiuni mai mari decat diametrul exterior al bucsei Jocul de montaj reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Inima sabotului este stransa intre saibele de frictiune 3 cu piulita 5 si arcul elicoidal 6 Forta de frecare care ia nastere intre inima sabotului si saibele de frictiune este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului In cazul in care jocul dintre tambur si sabot va depasi marimea jocului δrsquo la franare dupa ce bucsa sa va rezema de bolt sabotul se va deplasa in continuare sub actiunea fortei de actionare care invinge fortele de frecare Dupa franare arcul de readucere departeaza sabotul de tambur numai cu jocul δrsquo deoarece nu poate invinge forta de frecare interna a dispozitivului

Dispozitivul din figura 212b este montat in interiorul cilindrului receptor si consta din segmentul 5 care apasa puternic pe alezajul cilindrului si este montat cu jocul δrsquo in canalul din piston Forta de frecare dintre cilindru si segment este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului iar functionarea este asemanatoare cu aceea din cazul precedent

Fig213Dispozitiv de reglare automata in trepte a jocului dintre saboti si tambur 8-arcuri disc 9-melc 10-roata melcata 11-disc dintat 12-opritor 13-semicuplaj 14-pinion

17

In figura 213 se prezinta constructia unui dispozitiv cu reglarea in trepte a jocului dintre tambur si sabot folosit in cazul actionarii pnaumatice cu cama a sabotilor Acesta consta dintr-un mecanism cu clichet format din discul dintat 11 fixat pe talerul suport si din opritorul 12 angrenat la un capat de dintii rotii 11 iar la celalalt capat de roata 14 fixata pe arborele melcului 9 prin semicuplajul 13 si asigurata cu pachetul de arcuri disc 8 Pasul clichetului reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Daca acesta se mareste datorita uzurii cama impreuna cu parghia de actionare se roteste cu un unghi mai mare clichetul sare un dinte iar la revenire opritorul roteste arborele melcului aceste roteste roata melcata si aduce parghia de actionare fata de arborele camei in pozitia corespunzatoare jocului normal

Constructia tamburelor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii rigiditate mare pentru a nu vibra in timpul franarii masa si momente de inertie reduse capacitate ridicata de a evacua caldura degajata in timpul franarii rezistenta la variatii rapide si neuniforme ale temperaturii (pe suprafata interioara a tamburului temperatura poate atinge 700hellip8000 C iar pe suprafata exterioara 200hellip2500C) proprietati de frictiune si rezistenta la uzura conservate pana la o temperatura de 4000 C impreuna cu talerul suport sa protejeze mecanismul de franare de apa si impuritati centrare riguroasa fata de butucul rotii Constructia tamburelor este prezentata in figura 214

Fig214Constructia tamburelor a)tambur simplu din fonta fixat prin suruburi pe butucul rotii b)tambur compus fixat prin suruburi pe butucul rotii (1-disc din otel 2-obada din fonta) c)tambur compus fixat pe flansa arborelui planetar (3-camasa din fonta aliata 4-corpul tamburului din aliaj pe baza de aluminiu) dc-diametrul de centrare

18

Tamburele se executa prin turnare centrifugala din fonta cenusie sau aliata cu nichel molibden sau cupru si pot fi de constructie simpla sau combinata La autocamioane si autobuze tamburul este separat de butuc iar la unele autoturisme se toarna impreuna cu butucul In cazul tamburelor de constructie combinata discul central din otel sau camasa interioara din fonta sunt incluse in corpul tamburului in procesul de turnare Tamburul trebuie sa fie bine echilibrat static si dinamic iar bataia radiala pe suprafata de lucru nu trebuie sa depaseasca 008 mm

Diametrul tamburului este corelat cu diametrul jentii Trebuie sa existe o distanta de 20hellip30 mm (dupa unii autori 50hellip60 mm) intre janta si tambur pentru a asigura o buna racire

Sabotii se executa prin ambutisare sisau sudare din tabla din otel prin turnare din fonta sau mai rar din aliaje pe baza de aluminiu Suprafata de lucru este acoperita cu garnitura de frictiune montata pe talpa sabotului prin nituire (nituri moi din Cu sau Al) sau prin lipire In cazul sabotilor mari dupa asamblarea garniturii se face o ajustare a garniturii prin strunjire pentru o pasuire uniforma pe suprafata tamburului In zona actionarii sabotilor de catre cama inima acestora este protejata pentru micsorarea uzurii cu o placuta din otel sau cu o rola

Pentru saboti se recomanda urmatoarele dimensiuni latimea talpii 30hellip70 mm unghiul de infasurare al garniturii 90hellip1200 jocul dintre saboti si tambur la mijlocul sabotului 050hellip100 mm arcurile de retragere ale sabotilor sa dezvolte o forta de 150hellip300 N

Garniturile de frictiune trebuie sa indeplineasca conditii asemanatoare si sunt executate din materiale de baza asemanatoare (difera retelele) cu cele ale ambreiajelor mecanice

224Elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

Factori care influenteaza dimensiunile si durabilitatea garniturilor de frictiune Procesul de franare indeosebi in cazul franarii intensive presupune

transformarea intr-un timp foarte scurt a unei cantitati foarte mari de energie mecanica in energie termica Puterea consumata la demararea automobilului cu acceleratia ad este

360V

ag

GP d

ad sdotsdotsdot= δ [kW] (216)

unde δ este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie

19

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Fig28Constructia franei simplex cu saboti articulati si actionare hidraulica pentru un autoturism 1-piston 2-segmentul elastic al pistonului 3-garnituri de etansare 4-limitator 5-taler suport 6-sabot 7 si 8-articulatie cu excentric pentru reglarea jocului tambur-sabot 9-sistem elastic de mentinere a sabotului pe taler 10-actionarea franei de mana δrsquo- cursa pistonului fata de segment reprezinta jocul prescris dintre sabot si tambur

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive garniturile de frictiune sunt lipite sabotii sunt actionati de un cilindru hidraulic dublu sabotii sunt mentinuti pe limitatorul montat pe talerul suport de catre un sistem elastic montat pe sabot si ancorat de taler reglarea jocului dintre saboti si tambur este mixta (automata prin corelarea elasticitatilor arcului de readucere a sabotilor si a segmentului elastic al pistonului cu cursa dintre piston si segment manuala prin sistemul cu excentric din

13

articulatia sabotului) sistemul cu parghii prin care cablul franei de mana actioneaza cei doi saboti format din parghia articulata de sabotul din stanga tija impingatoare si parghia lunga articulata de sabotul din dreapta

In figura 29 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti cama simpla cu deplasare egala a sabotilor si forte de actionare identice cu actionare pneumatica pentru un autocamion (Kamaz)

Fig29Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu cama simpla pentru un autocamion 1-sabot 2-cama simpla cu deplasare egala a sabotilor 3-talerul suport 4-parghie de actionare a camei 5-lagar suport pentru arborele camei 6-role

Mecanismul are urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima dubla si sunt executati din otel garniturile de frictiune in numar de doua pentru fiecare sabot sunt nituite patru arcuri de readucere mentin sabotii in pozitie neutra talerul este realizat dintr-un disc din otel cama actioneaza sabotii prin intermediul a doua role arborele camei se sprijina pe lagarul suport prin doua bucse din bronz reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual printr-un angrenaj melc-roata melcata montat in butucul parghiei de actionare a camei

In figura 210 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plunger impins si role pentru un autocamion

14

Fig210Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plungere pentru un autocamion 1-sabot 2-placa suport 3-camera de franare 4-plunger 5-role 6-pistoane 7-ghidajul pistoanelor 89 si 10- sistemul de reglare al jocului tambur-saboti

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima simpla si garnituri duble fixate prin nituri sabotii sunt mentinuti pe

15

taler prin lamele elastice talerul suport are o forma complexa contine reazemul sabotilor ghidajul plungerului cilindrii pistoanelor de actionare cu ghidajul lor suportii pentru montarea lamelelor elastice si este executat prin turnare pistoanele care actioneaza sabotii au numai deplasare axiala in interiorul pistoanelor este montat dispozitivul de reglare a jocului tambur-sabot plungerul este cu deplasre independenta si asigura forte egale de actionare a sabotilor asa cum se vede din figura 211

Fig211Modul de lucru al plungerului oscilant a)pozitia initiala b)pozitia de sincronizare a deplasarilor c)pozitia de franare d) schema pentru calculul fortelor

La automobilele moderne jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat si continuu cu dispozitive cu frecare ca cele prezentate in figura 212a si b folosite in cazul actionarilor hidraulice

(b)

Fig212Dispozitive de reglare automata continua a jocului dintre saboti si tambur a)cu frictiune pe sabot 1-bolt fixat pe taler 2-bucsa cu guler 3-saibe de frictiune 4-inima sabotului 5-piulita 6-arc elicoidal δrsquo-jocul prescris b)cu frictiune in cilindrul receptor 5-segment elastic 6-piston 7-cilindru receptor δrsquo-jocul prescris

16

In cazul dispozitivului din figura 212a se foloseste boltul 1 fixat pe talerul franei si montat cu jocul δrsquo in interiorul bucsei 2 Aceasta impreuna cu celelalte componente ale dispozitivului este montata pe inima 4 a sabotului intr-o gaura eliptica cu dimensiuni mai mari decat diametrul exterior al bucsei Jocul de montaj reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Inima sabotului este stransa intre saibele de frictiune 3 cu piulita 5 si arcul elicoidal 6 Forta de frecare care ia nastere intre inima sabotului si saibele de frictiune este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului In cazul in care jocul dintre tambur si sabot va depasi marimea jocului δrsquo la franare dupa ce bucsa sa va rezema de bolt sabotul se va deplasa in continuare sub actiunea fortei de actionare care invinge fortele de frecare Dupa franare arcul de readucere departeaza sabotul de tambur numai cu jocul δrsquo deoarece nu poate invinge forta de frecare interna a dispozitivului

Dispozitivul din figura 212b este montat in interiorul cilindrului receptor si consta din segmentul 5 care apasa puternic pe alezajul cilindrului si este montat cu jocul δrsquo in canalul din piston Forta de frecare dintre cilindru si segment este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului iar functionarea este asemanatoare cu aceea din cazul precedent

Fig213Dispozitiv de reglare automata in trepte a jocului dintre saboti si tambur 8-arcuri disc 9-melc 10-roata melcata 11-disc dintat 12-opritor 13-semicuplaj 14-pinion

17

In figura 213 se prezinta constructia unui dispozitiv cu reglarea in trepte a jocului dintre tambur si sabot folosit in cazul actionarii pnaumatice cu cama a sabotilor Acesta consta dintr-un mecanism cu clichet format din discul dintat 11 fixat pe talerul suport si din opritorul 12 angrenat la un capat de dintii rotii 11 iar la celalalt capat de roata 14 fixata pe arborele melcului 9 prin semicuplajul 13 si asigurata cu pachetul de arcuri disc 8 Pasul clichetului reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Daca acesta se mareste datorita uzurii cama impreuna cu parghia de actionare se roteste cu un unghi mai mare clichetul sare un dinte iar la revenire opritorul roteste arborele melcului aceste roteste roata melcata si aduce parghia de actionare fata de arborele camei in pozitia corespunzatoare jocului normal

Constructia tamburelor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii rigiditate mare pentru a nu vibra in timpul franarii masa si momente de inertie reduse capacitate ridicata de a evacua caldura degajata in timpul franarii rezistenta la variatii rapide si neuniforme ale temperaturii (pe suprafata interioara a tamburului temperatura poate atinge 700hellip8000 C iar pe suprafata exterioara 200hellip2500C) proprietati de frictiune si rezistenta la uzura conservate pana la o temperatura de 4000 C impreuna cu talerul suport sa protejeze mecanismul de franare de apa si impuritati centrare riguroasa fata de butucul rotii Constructia tamburelor este prezentata in figura 214

Fig214Constructia tamburelor a)tambur simplu din fonta fixat prin suruburi pe butucul rotii b)tambur compus fixat prin suruburi pe butucul rotii (1-disc din otel 2-obada din fonta) c)tambur compus fixat pe flansa arborelui planetar (3-camasa din fonta aliata 4-corpul tamburului din aliaj pe baza de aluminiu) dc-diametrul de centrare

18

Tamburele se executa prin turnare centrifugala din fonta cenusie sau aliata cu nichel molibden sau cupru si pot fi de constructie simpla sau combinata La autocamioane si autobuze tamburul este separat de butuc iar la unele autoturisme se toarna impreuna cu butucul In cazul tamburelor de constructie combinata discul central din otel sau camasa interioara din fonta sunt incluse in corpul tamburului in procesul de turnare Tamburul trebuie sa fie bine echilibrat static si dinamic iar bataia radiala pe suprafata de lucru nu trebuie sa depaseasca 008 mm

Diametrul tamburului este corelat cu diametrul jentii Trebuie sa existe o distanta de 20hellip30 mm (dupa unii autori 50hellip60 mm) intre janta si tambur pentru a asigura o buna racire

Sabotii se executa prin ambutisare sisau sudare din tabla din otel prin turnare din fonta sau mai rar din aliaje pe baza de aluminiu Suprafata de lucru este acoperita cu garnitura de frictiune montata pe talpa sabotului prin nituire (nituri moi din Cu sau Al) sau prin lipire In cazul sabotilor mari dupa asamblarea garniturii se face o ajustare a garniturii prin strunjire pentru o pasuire uniforma pe suprafata tamburului In zona actionarii sabotilor de catre cama inima acestora este protejata pentru micsorarea uzurii cu o placuta din otel sau cu o rola

Pentru saboti se recomanda urmatoarele dimensiuni latimea talpii 30hellip70 mm unghiul de infasurare al garniturii 90hellip1200 jocul dintre saboti si tambur la mijlocul sabotului 050hellip100 mm arcurile de retragere ale sabotilor sa dezvolte o forta de 150hellip300 N

Garniturile de frictiune trebuie sa indeplineasca conditii asemanatoare si sunt executate din materiale de baza asemanatoare (difera retelele) cu cele ale ambreiajelor mecanice

224Elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

Factori care influenteaza dimensiunile si durabilitatea garniturilor de frictiune Procesul de franare indeosebi in cazul franarii intensive presupune

transformarea intr-un timp foarte scurt a unei cantitati foarte mari de energie mecanica in energie termica Puterea consumata la demararea automobilului cu acceleratia ad este

360V

ag

GP d

ad sdotsdotsdot= δ [kW] (216)

unde δ este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie

19

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

articulatia sabotului) sistemul cu parghii prin care cablul franei de mana actioneaza cei doi saboti format din parghia articulata de sabotul din stanga tija impingatoare si parghia lunga articulata de sabotul din dreapta

In figura 29 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti cama simpla cu deplasare egala a sabotilor si forte de actionare identice cu actionare pneumatica pentru un autocamion (Kamaz)

Fig29Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu cama simpla pentru un autocamion 1-sabot 2-cama simpla cu deplasare egala a sabotilor 3-talerul suport 4-parghie de actionare a camei 5-lagar suport pentru arborele camei 6-role

Mecanismul are urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima dubla si sunt executati din otel garniturile de frictiune in numar de doua pentru fiecare sabot sunt nituite patru arcuri de readucere mentin sabotii in pozitie neutra talerul este realizat dintr-un disc din otel cama actioneaza sabotii prin intermediul a doua role arborele camei se sprijina pe lagarul suport prin doua bucse din bronz reglarea jocului dintre saboti si tambur se face manual printr-un angrenaj melc-roata melcata montat in butucul parghiei de actionare a camei

In figura 210 se prezinta constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plunger impins si role pentru un autocamion

14

Fig210Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plungere pentru un autocamion 1-sabot 2-placa suport 3-camera de franare 4-plunger 5-role 6-pistoane 7-ghidajul pistoanelor 89 si 10- sistemul de reglare al jocului tambur-saboti

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima simpla si garnituri duble fixate prin nituri sabotii sunt mentinuti pe

15

taler prin lamele elastice talerul suport are o forma complexa contine reazemul sabotilor ghidajul plungerului cilindrii pistoanelor de actionare cu ghidajul lor suportii pentru montarea lamelelor elastice si este executat prin turnare pistoanele care actioneaza sabotii au numai deplasare axiala in interiorul pistoanelor este montat dispozitivul de reglare a jocului tambur-sabot plungerul este cu deplasre independenta si asigura forte egale de actionare a sabotilor asa cum se vede din figura 211

Fig211Modul de lucru al plungerului oscilant a)pozitia initiala b)pozitia de sincronizare a deplasarilor c)pozitia de franare d) schema pentru calculul fortelor

La automobilele moderne jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat si continuu cu dispozitive cu frecare ca cele prezentate in figura 212a si b folosite in cazul actionarilor hidraulice

(b)

Fig212Dispozitive de reglare automata continua a jocului dintre saboti si tambur a)cu frictiune pe sabot 1-bolt fixat pe taler 2-bucsa cu guler 3-saibe de frictiune 4-inima sabotului 5-piulita 6-arc elicoidal δrsquo-jocul prescris b)cu frictiune in cilindrul receptor 5-segment elastic 6-piston 7-cilindru receptor δrsquo-jocul prescris

16

In cazul dispozitivului din figura 212a se foloseste boltul 1 fixat pe talerul franei si montat cu jocul δrsquo in interiorul bucsei 2 Aceasta impreuna cu celelalte componente ale dispozitivului este montata pe inima 4 a sabotului intr-o gaura eliptica cu dimensiuni mai mari decat diametrul exterior al bucsei Jocul de montaj reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Inima sabotului este stransa intre saibele de frictiune 3 cu piulita 5 si arcul elicoidal 6 Forta de frecare care ia nastere intre inima sabotului si saibele de frictiune este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului In cazul in care jocul dintre tambur si sabot va depasi marimea jocului δrsquo la franare dupa ce bucsa sa va rezema de bolt sabotul se va deplasa in continuare sub actiunea fortei de actionare care invinge fortele de frecare Dupa franare arcul de readucere departeaza sabotul de tambur numai cu jocul δrsquo deoarece nu poate invinge forta de frecare interna a dispozitivului

Dispozitivul din figura 212b este montat in interiorul cilindrului receptor si consta din segmentul 5 care apasa puternic pe alezajul cilindrului si este montat cu jocul δrsquo in canalul din piston Forta de frecare dintre cilindru si segment este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului iar functionarea este asemanatoare cu aceea din cazul precedent

Fig213Dispozitiv de reglare automata in trepte a jocului dintre saboti si tambur 8-arcuri disc 9-melc 10-roata melcata 11-disc dintat 12-opritor 13-semicuplaj 14-pinion

17

In figura 213 se prezinta constructia unui dispozitiv cu reglarea in trepte a jocului dintre tambur si sabot folosit in cazul actionarii pnaumatice cu cama a sabotilor Acesta consta dintr-un mecanism cu clichet format din discul dintat 11 fixat pe talerul suport si din opritorul 12 angrenat la un capat de dintii rotii 11 iar la celalalt capat de roata 14 fixata pe arborele melcului 9 prin semicuplajul 13 si asigurata cu pachetul de arcuri disc 8 Pasul clichetului reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Daca acesta se mareste datorita uzurii cama impreuna cu parghia de actionare se roteste cu un unghi mai mare clichetul sare un dinte iar la revenire opritorul roteste arborele melcului aceste roteste roata melcata si aduce parghia de actionare fata de arborele camei in pozitia corespunzatoare jocului normal

Constructia tamburelor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii rigiditate mare pentru a nu vibra in timpul franarii masa si momente de inertie reduse capacitate ridicata de a evacua caldura degajata in timpul franarii rezistenta la variatii rapide si neuniforme ale temperaturii (pe suprafata interioara a tamburului temperatura poate atinge 700hellip8000 C iar pe suprafata exterioara 200hellip2500C) proprietati de frictiune si rezistenta la uzura conservate pana la o temperatura de 4000 C impreuna cu talerul suport sa protejeze mecanismul de franare de apa si impuritati centrare riguroasa fata de butucul rotii Constructia tamburelor este prezentata in figura 214

Fig214Constructia tamburelor a)tambur simplu din fonta fixat prin suruburi pe butucul rotii b)tambur compus fixat prin suruburi pe butucul rotii (1-disc din otel 2-obada din fonta) c)tambur compus fixat pe flansa arborelui planetar (3-camasa din fonta aliata 4-corpul tamburului din aliaj pe baza de aluminiu) dc-diametrul de centrare

18

Tamburele se executa prin turnare centrifugala din fonta cenusie sau aliata cu nichel molibden sau cupru si pot fi de constructie simpla sau combinata La autocamioane si autobuze tamburul este separat de butuc iar la unele autoturisme se toarna impreuna cu butucul In cazul tamburelor de constructie combinata discul central din otel sau camasa interioara din fonta sunt incluse in corpul tamburului in procesul de turnare Tamburul trebuie sa fie bine echilibrat static si dinamic iar bataia radiala pe suprafata de lucru nu trebuie sa depaseasca 008 mm

Diametrul tamburului este corelat cu diametrul jentii Trebuie sa existe o distanta de 20hellip30 mm (dupa unii autori 50hellip60 mm) intre janta si tambur pentru a asigura o buna racire

Sabotii se executa prin ambutisare sisau sudare din tabla din otel prin turnare din fonta sau mai rar din aliaje pe baza de aluminiu Suprafata de lucru este acoperita cu garnitura de frictiune montata pe talpa sabotului prin nituire (nituri moi din Cu sau Al) sau prin lipire In cazul sabotilor mari dupa asamblarea garniturii se face o ajustare a garniturii prin strunjire pentru o pasuire uniforma pe suprafata tamburului In zona actionarii sabotilor de catre cama inima acestora este protejata pentru micsorarea uzurii cu o placuta din otel sau cu o rola

Pentru saboti se recomanda urmatoarele dimensiuni latimea talpii 30hellip70 mm unghiul de infasurare al garniturii 90hellip1200 jocul dintre saboti si tambur la mijlocul sabotului 050hellip100 mm arcurile de retragere ale sabotilor sa dezvolte o forta de 150hellip300 N

Garniturile de frictiune trebuie sa indeplineasca conditii asemanatoare si sunt executate din materiale de baza asemanatoare (difera retelele) cu cele ale ambreiajelor mecanice

224Elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

Factori care influenteaza dimensiunile si durabilitatea garniturilor de frictiune Procesul de franare indeosebi in cazul franarii intensive presupune

transformarea intr-un timp foarte scurt a unei cantitati foarte mari de energie mecanica in energie termica Puterea consumata la demararea automobilului cu acceleratia ad este

360V

ag

GP d

ad sdotsdotsdot= δ [kW] (216)

unde δ este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie

19

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Fig210Constructia franei simplex cu saboti flotanti si actionare pneumatica cu plungere pentru un autocamion 1-sabot 2-placa suport 3-camera de franare 4-plunger 5-role 6-pistoane 7-ghidajul pistoanelor 89 si 10- sistemul de reglare al jocului tambur-saboti

Mecanismul prezinta urmatoarele caracteristici constructive sabotii au inima simpla si garnituri duble fixate prin nituri sabotii sunt mentinuti pe

15

taler prin lamele elastice talerul suport are o forma complexa contine reazemul sabotilor ghidajul plungerului cilindrii pistoanelor de actionare cu ghidajul lor suportii pentru montarea lamelelor elastice si este executat prin turnare pistoanele care actioneaza sabotii au numai deplasare axiala in interiorul pistoanelor este montat dispozitivul de reglare a jocului tambur-sabot plungerul este cu deplasre independenta si asigura forte egale de actionare a sabotilor asa cum se vede din figura 211

Fig211Modul de lucru al plungerului oscilant a)pozitia initiala b)pozitia de sincronizare a deplasarilor c)pozitia de franare d) schema pentru calculul fortelor

La automobilele moderne jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat si continuu cu dispozitive cu frecare ca cele prezentate in figura 212a si b folosite in cazul actionarilor hidraulice

(b)

Fig212Dispozitive de reglare automata continua a jocului dintre saboti si tambur a)cu frictiune pe sabot 1-bolt fixat pe taler 2-bucsa cu guler 3-saibe de frictiune 4-inima sabotului 5-piulita 6-arc elicoidal δrsquo-jocul prescris b)cu frictiune in cilindrul receptor 5-segment elastic 6-piston 7-cilindru receptor δrsquo-jocul prescris

16

In cazul dispozitivului din figura 212a se foloseste boltul 1 fixat pe talerul franei si montat cu jocul δrsquo in interiorul bucsei 2 Aceasta impreuna cu celelalte componente ale dispozitivului este montata pe inima 4 a sabotului intr-o gaura eliptica cu dimensiuni mai mari decat diametrul exterior al bucsei Jocul de montaj reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Inima sabotului este stransa intre saibele de frictiune 3 cu piulita 5 si arcul elicoidal 6 Forta de frecare care ia nastere intre inima sabotului si saibele de frictiune este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului In cazul in care jocul dintre tambur si sabot va depasi marimea jocului δrsquo la franare dupa ce bucsa sa va rezema de bolt sabotul se va deplasa in continuare sub actiunea fortei de actionare care invinge fortele de frecare Dupa franare arcul de readucere departeaza sabotul de tambur numai cu jocul δrsquo deoarece nu poate invinge forta de frecare interna a dispozitivului

Dispozitivul din figura 212b este montat in interiorul cilindrului receptor si consta din segmentul 5 care apasa puternic pe alezajul cilindrului si este montat cu jocul δrsquo in canalul din piston Forta de frecare dintre cilindru si segment este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului iar functionarea este asemanatoare cu aceea din cazul precedent

Fig213Dispozitiv de reglare automata in trepte a jocului dintre saboti si tambur 8-arcuri disc 9-melc 10-roata melcata 11-disc dintat 12-opritor 13-semicuplaj 14-pinion

17

In figura 213 se prezinta constructia unui dispozitiv cu reglarea in trepte a jocului dintre tambur si sabot folosit in cazul actionarii pnaumatice cu cama a sabotilor Acesta consta dintr-un mecanism cu clichet format din discul dintat 11 fixat pe talerul suport si din opritorul 12 angrenat la un capat de dintii rotii 11 iar la celalalt capat de roata 14 fixata pe arborele melcului 9 prin semicuplajul 13 si asigurata cu pachetul de arcuri disc 8 Pasul clichetului reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Daca acesta se mareste datorita uzurii cama impreuna cu parghia de actionare se roteste cu un unghi mai mare clichetul sare un dinte iar la revenire opritorul roteste arborele melcului aceste roteste roata melcata si aduce parghia de actionare fata de arborele camei in pozitia corespunzatoare jocului normal

Constructia tamburelor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii rigiditate mare pentru a nu vibra in timpul franarii masa si momente de inertie reduse capacitate ridicata de a evacua caldura degajata in timpul franarii rezistenta la variatii rapide si neuniforme ale temperaturii (pe suprafata interioara a tamburului temperatura poate atinge 700hellip8000 C iar pe suprafata exterioara 200hellip2500C) proprietati de frictiune si rezistenta la uzura conservate pana la o temperatura de 4000 C impreuna cu talerul suport sa protejeze mecanismul de franare de apa si impuritati centrare riguroasa fata de butucul rotii Constructia tamburelor este prezentata in figura 214

Fig214Constructia tamburelor a)tambur simplu din fonta fixat prin suruburi pe butucul rotii b)tambur compus fixat prin suruburi pe butucul rotii (1-disc din otel 2-obada din fonta) c)tambur compus fixat pe flansa arborelui planetar (3-camasa din fonta aliata 4-corpul tamburului din aliaj pe baza de aluminiu) dc-diametrul de centrare

18

Tamburele se executa prin turnare centrifugala din fonta cenusie sau aliata cu nichel molibden sau cupru si pot fi de constructie simpla sau combinata La autocamioane si autobuze tamburul este separat de butuc iar la unele autoturisme se toarna impreuna cu butucul In cazul tamburelor de constructie combinata discul central din otel sau camasa interioara din fonta sunt incluse in corpul tamburului in procesul de turnare Tamburul trebuie sa fie bine echilibrat static si dinamic iar bataia radiala pe suprafata de lucru nu trebuie sa depaseasca 008 mm

Diametrul tamburului este corelat cu diametrul jentii Trebuie sa existe o distanta de 20hellip30 mm (dupa unii autori 50hellip60 mm) intre janta si tambur pentru a asigura o buna racire

Sabotii se executa prin ambutisare sisau sudare din tabla din otel prin turnare din fonta sau mai rar din aliaje pe baza de aluminiu Suprafata de lucru este acoperita cu garnitura de frictiune montata pe talpa sabotului prin nituire (nituri moi din Cu sau Al) sau prin lipire In cazul sabotilor mari dupa asamblarea garniturii se face o ajustare a garniturii prin strunjire pentru o pasuire uniforma pe suprafata tamburului In zona actionarii sabotilor de catre cama inima acestora este protejata pentru micsorarea uzurii cu o placuta din otel sau cu o rola

Pentru saboti se recomanda urmatoarele dimensiuni latimea talpii 30hellip70 mm unghiul de infasurare al garniturii 90hellip1200 jocul dintre saboti si tambur la mijlocul sabotului 050hellip100 mm arcurile de retragere ale sabotilor sa dezvolte o forta de 150hellip300 N

Garniturile de frictiune trebuie sa indeplineasca conditii asemanatoare si sunt executate din materiale de baza asemanatoare (difera retelele) cu cele ale ambreiajelor mecanice

224Elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

Factori care influenteaza dimensiunile si durabilitatea garniturilor de frictiune Procesul de franare indeosebi in cazul franarii intensive presupune

transformarea intr-un timp foarte scurt a unei cantitati foarte mari de energie mecanica in energie termica Puterea consumata la demararea automobilului cu acceleratia ad este

360V

ag

GP d

ad sdotsdotsdot= δ [kW] (216)

unde δ este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie

19

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

taler prin lamele elastice talerul suport are o forma complexa contine reazemul sabotilor ghidajul plungerului cilindrii pistoanelor de actionare cu ghidajul lor suportii pentru montarea lamelelor elastice si este executat prin turnare pistoanele care actioneaza sabotii au numai deplasare axiala in interiorul pistoanelor este montat dispozitivul de reglare a jocului tambur-sabot plungerul este cu deplasre independenta si asigura forte egale de actionare a sabotilor asa cum se vede din figura 211

Fig211Modul de lucru al plungerului oscilant a)pozitia initiala b)pozitia de sincronizare a deplasarilor c)pozitia de franare d) schema pentru calculul fortelor

La automobilele moderne jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat si continuu cu dispozitive cu frecare ca cele prezentate in figura 212a si b folosite in cazul actionarilor hidraulice

(b)

Fig212Dispozitive de reglare automata continua a jocului dintre saboti si tambur a)cu frictiune pe sabot 1-bolt fixat pe taler 2-bucsa cu guler 3-saibe de frictiune 4-inima sabotului 5-piulita 6-arc elicoidal δrsquo-jocul prescris b)cu frictiune in cilindrul receptor 5-segment elastic 6-piston 7-cilindru receptor δrsquo-jocul prescris

16

In cazul dispozitivului din figura 212a se foloseste boltul 1 fixat pe talerul franei si montat cu jocul δrsquo in interiorul bucsei 2 Aceasta impreuna cu celelalte componente ale dispozitivului este montata pe inima 4 a sabotului intr-o gaura eliptica cu dimensiuni mai mari decat diametrul exterior al bucsei Jocul de montaj reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Inima sabotului este stransa intre saibele de frictiune 3 cu piulita 5 si arcul elicoidal 6 Forta de frecare care ia nastere intre inima sabotului si saibele de frictiune este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului In cazul in care jocul dintre tambur si sabot va depasi marimea jocului δrsquo la franare dupa ce bucsa sa va rezema de bolt sabotul se va deplasa in continuare sub actiunea fortei de actionare care invinge fortele de frecare Dupa franare arcul de readucere departeaza sabotul de tambur numai cu jocul δrsquo deoarece nu poate invinge forta de frecare interna a dispozitivului

Dispozitivul din figura 212b este montat in interiorul cilindrului receptor si consta din segmentul 5 care apasa puternic pe alezajul cilindrului si este montat cu jocul δrsquo in canalul din piston Forta de frecare dintre cilindru si segment este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului iar functionarea este asemanatoare cu aceea din cazul precedent

Fig213Dispozitiv de reglare automata in trepte a jocului dintre saboti si tambur 8-arcuri disc 9-melc 10-roata melcata 11-disc dintat 12-opritor 13-semicuplaj 14-pinion

17

In figura 213 se prezinta constructia unui dispozitiv cu reglarea in trepte a jocului dintre tambur si sabot folosit in cazul actionarii pnaumatice cu cama a sabotilor Acesta consta dintr-un mecanism cu clichet format din discul dintat 11 fixat pe talerul suport si din opritorul 12 angrenat la un capat de dintii rotii 11 iar la celalalt capat de roata 14 fixata pe arborele melcului 9 prin semicuplajul 13 si asigurata cu pachetul de arcuri disc 8 Pasul clichetului reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Daca acesta se mareste datorita uzurii cama impreuna cu parghia de actionare se roteste cu un unghi mai mare clichetul sare un dinte iar la revenire opritorul roteste arborele melcului aceste roteste roata melcata si aduce parghia de actionare fata de arborele camei in pozitia corespunzatoare jocului normal

Constructia tamburelor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii rigiditate mare pentru a nu vibra in timpul franarii masa si momente de inertie reduse capacitate ridicata de a evacua caldura degajata in timpul franarii rezistenta la variatii rapide si neuniforme ale temperaturii (pe suprafata interioara a tamburului temperatura poate atinge 700hellip8000 C iar pe suprafata exterioara 200hellip2500C) proprietati de frictiune si rezistenta la uzura conservate pana la o temperatura de 4000 C impreuna cu talerul suport sa protejeze mecanismul de franare de apa si impuritati centrare riguroasa fata de butucul rotii Constructia tamburelor este prezentata in figura 214

Fig214Constructia tamburelor a)tambur simplu din fonta fixat prin suruburi pe butucul rotii b)tambur compus fixat prin suruburi pe butucul rotii (1-disc din otel 2-obada din fonta) c)tambur compus fixat pe flansa arborelui planetar (3-camasa din fonta aliata 4-corpul tamburului din aliaj pe baza de aluminiu) dc-diametrul de centrare

18

Tamburele se executa prin turnare centrifugala din fonta cenusie sau aliata cu nichel molibden sau cupru si pot fi de constructie simpla sau combinata La autocamioane si autobuze tamburul este separat de butuc iar la unele autoturisme se toarna impreuna cu butucul In cazul tamburelor de constructie combinata discul central din otel sau camasa interioara din fonta sunt incluse in corpul tamburului in procesul de turnare Tamburul trebuie sa fie bine echilibrat static si dinamic iar bataia radiala pe suprafata de lucru nu trebuie sa depaseasca 008 mm

Diametrul tamburului este corelat cu diametrul jentii Trebuie sa existe o distanta de 20hellip30 mm (dupa unii autori 50hellip60 mm) intre janta si tambur pentru a asigura o buna racire

Sabotii se executa prin ambutisare sisau sudare din tabla din otel prin turnare din fonta sau mai rar din aliaje pe baza de aluminiu Suprafata de lucru este acoperita cu garnitura de frictiune montata pe talpa sabotului prin nituire (nituri moi din Cu sau Al) sau prin lipire In cazul sabotilor mari dupa asamblarea garniturii se face o ajustare a garniturii prin strunjire pentru o pasuire uniforma pe suprafata tamburului In zona actionarii sabotilor de catre cama inima acestora este protejata pentru micsorarea uzurii cu o placuta din otel sau cu o rola

Pentru saboti se recomanda urmatoarele dimensiuni latimea talpii 30hellip70 mm unghiul de infasurare al garniturii 90hellip1200 jocul dintre saboti si tambur la mijlocul sabotului 050hellip100 mm arcurile de retragere ale sabotilor sa dezvolte o forta de 150hellip300 N

Garniturile de frictiune trebuie sa indeplineasca conditii asemanatoare si sunt executate din materiale de baza asemanatoare (difera retelele) cu cele ale ambreiajelor mecanice

224Elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

Factori care influenteaza dimensiunile si durabilitatea garniturilor de frictiune Procesul de franare indeosebi in cazul franarii intensive presupune

transformarea intr-un timp foarte scurt a unei cantitati foarte mari de energie mecanica in energie termica Puterea consumata la demararea automobilului cu acceleratia ad este

360V

ag

GP d

ad sdotsdotsdot= δ [kW] (216)

unde δ este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie

19

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

In cazul dispozitivului din figura 212a se foloseste boltul 1 fixat pe talerul franei si montat cu jocul δrsquo in interiorul bucsei 2 Aceasta impreuna cu celelalte componente ale dispozitivului este montata pe inima 4 a sabotului intr-o gaura eliptica cu dimensiuni mai mari decat diametrul exterior al bucsei Jocul de montaj reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Inima sabotului este stransa intre saibele de frictiune 3 cu piulita 5 si arcul elicoidal 6 Forta de frecare care ia nastere intre inima sabotului si saibele de frictiune este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului In cazul in care jocul dintre tambur si sabot va depasi marimea jocului δrsquo la franare dupa ce bucsa sa va rezema de bolt sabotul se va deplasa in continuare sub actiunea fortei de actionare care invinge fortele de frecare Dupa franare arcul de readucere departeaza sabotul de tambur numai cu jocul δrsquo deoarece nu poate invinge forta de frecare interna a dispozitivului

Dispozitivul din figura 212b este montat in interiorul cilindrului receptor si consta din segmentul 5 care apasa puternic pe alezajul cilindrului si este montat cu jocul δrsquo in canalul din piston Forta de frecare dintre cilindru si segment este mai mare decat forta arcului de readucere a sabotului iar functionarea este asemanatoare cu aceea din cazul precedent

Fig213Dispozitiv de reglare automata in trepte a jocului dintre saboti si tambur 8-arcuri disc 9-melc 10-roata melcata 11-disc dintat 12-opritor 13-semicuplaj 14-pinion

17

In figura 213 se prezinta constructia unui dispozitiv cu reglarea in trepte a jocului dintre tambur si sabot folosit in cazul actionarii pnaumatice cu cama a sabotilor Acesta consta dintr-un mecanism cu clichet format din discul dintat 11 fixat pe talerul suport si din opritorul 12 angrenat la un capat de dintii rotii 11 iar la celalalt capat de roata 14 fixata pe arborele melcului 9 prin semicuplajul 13 si asigurata cu pachetul de arcuri disc 8 Pasul clichetului reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Daca acesta se mareste datorita uzurii cama impreuna cu parghia de actionare se roteste cu un unghi mai mare clichetul sare un dinte iar la revenire opritorul roteste arborele melcului aceste roteste roata melcata si aduce parghia de actionare fata de arborele camei in pozitia corespunzatoare jocului normal

Constructia tamburelor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii rigiditate mare pentru a nu vibra in timpul franarii masa si momente de inertie reduse capacitate ridicata de a evacua caldura degajata in timpul franarii rezistenta la variatii rapide si neuniforme ale temperaturii (pe suprafata interioara a tamburului temperatura poate atinge 700hellip8000 C iar pe suprafata exterioara 200hellip2500C) proprietati de frictiune si rezistenta la uzura conservate pana la o temperatura de 4000 C impreuna cu talerul suport sa protejeze mecanismul de franare de apa si impuritati centrare riguroasa fata de butucul rotii Constructia tamburelor este prezentata in figura 214

Fig214Constructia tamburelor a)tambur simplu din fonta fixat prin suruburi pe butucul rotii b)tambur compus fixat prin suruburi pe butucul rotii (1-disc din otel 2-obada din fonta) c)tambur compus fixat pe flansa arborelui planetar (3-camasa din fonta aliata 4-corpul tamburului din aliaj pe baza de aluminiu) dc-diametrul de centrare

18

Tamburele se executa prin turnare centrifugala din fonta cenusie sau aliata cu nichel molibden sau cupru si pot fi de constructie simpla sau combinata La autocamioane si autobuze tamburul este separat de butuc iar la unele autoturisme se toarna impreuna cu butucul In cazul tamburelor de constructie combinata discul central din otel sau camasa interioara din fonta sunt incluse in corpul tamburului in procesul de turnare Tamburul trebuie sa fie bine echilibrat static si dinamic iar bataia radiala pe suprafata de lucru nu trebuie sa depaseasca 008 mm

Diametrul tamburului este corelat cu diametrul jentii Trebuie sa existe o distanta de 20hellip30 mm (dupa unii autori 50hellip60 mm) intre janta si tambur pentru a asigura o buna racire

Sabotii se executa prin ambutisare sisau sudare din tabla din otel prin turnare din fonta sau mai rar din aliaje pe baza de aluminiu Suprafata de lucru este acoperita cu garnitura de frictiune montata pe talpa sabotului prin nituire (nituri moi din Cu sau Al) sau prin lipire In cazul sabotilor mari dupa asamblarea garniturii se face o ajustare a garniturii prin strunjire pentru o pasuire uniforma pe suprafata tamburului In zona actionarii sabotilor de catre cama inima acestora este protejata pentru micsorarea uzurii cu o placuta din otel sau cu o rola

Pentru saboti se recomanda urmatoarele dimensiuni latimea talpii 30hellip70 mm unghiul de infasurare al garniturii 90hellip1200 jocul dintre saboti si tambur la mijlocul sabotului 050hellip100 mm arcurile de retragere ale sabotilor sa dezvolte o forta de 150hellip300 N

Garniturile de frictiune trebuie sa indeplineasca conditii asemanatoare si sunt executate din materiale de baza asemanatoare (difera retelele) cu cele ale ambreiajelor mecanice

224Elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

Factori care influenteaza dimensiunile si durabilitatea garniturilor de frictiune Procesul de franare indeosebi in cazul franarii intensive presupune

transformarea intr-un timp foarte scurt a unei cantitati foarte mari de energie mecanica in energie termica Puterea consumata la demararea automobilului cu acceleratia ad este

360V

ag

GP d

ad sdotsdotsdot= δ [kW] (216)

unde δ este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie

19

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

In figura 213 se prezinta constructia unui dispozitiv cu reglarea in trepte a jocului dintre tambur si sabot folosit in cazul actionarii pnaumatice cu cama a sabotilor Acesta consta dintr-un mecanism cu clichet format din discul dintat 11 fixat pe talerul suport si din opritorul 12 angrenat la un capat de dintii rotii 11 iar la celalalt capat de roata 14 fixata pe arborele melcului 9 prin semicuplajul 13 si asigurata cu pachetul de arcuri disc 8 Pasul clichetului reprezinta tocmai jocul normal dintre tambur si sabot Daca acesta se mareste datorita uzurii cama impreuna cu parghia de actionare se roteste cu un unghi mai mare clichetul sare un dinte iar la revenire opritorul roteste arborele melcului aceste roteste roata melcata si aduce parghia de actionare fata de arborele camei in pozitia corespunzatoare jocului normal

Constructia tamburelor trebuie sa indeplineasca urmatoarele conditii rigiditate mare pentru a nu vibra in timpul franarii masa si momente de inertie reduse capacitate ridicata de a evacua caldura degajata in timpul franarii rezistenta la variatii rapide si neuniforme ale temperaturii (pe suprafata interioara a tamburului temperatura poate atinge 700hellip8000 C iar pe suprafata exterioara 200hellip2500C) proprietati de frictiune si rezistenta la uzura conservate pana la o temperatura de 4000 C impreuna cu talerul suport sa protejeze mecanismul de franare de apa si impuritati centrare riguroasa fata de butucul rotii Constructia tamburelor este prezentata in figura 214

Fig214Constructia tamburelor a)tambur simplu din fonta fixat prin suruburi pe butucul rotii b)tambur compus fixat prin suruburi pe butucul rotii (1-disc din otel 2-obada din fonta) c)tambur compus fixat pe flansa arborelui planetar (3-camasa din fonta aliata 4-corpul tamburului din aliaj pe baza de aluminiu) dc-diametrul de centrare

18

Tamburele se executa prin turnare centrifugala din fonta cenusie sau aliata cu nichel molibden sau cupru si pot fi de constructie simpla sau combinata La autocamioane si autobuze tamburul este separat de butuc iar la unele autoturisme se toarna impreuna cu butucul In cazul tamburelor de constructie combinata discul central din otel sau camasa interioara din fonta sunt incluse in corpul tamburului in procesul de turnare Tamburul trebuie sa fie bine echilibrat static si dinamic iar bataia radiala pe suprafata de lucru nu trebuie sa depaseasca 008 mm

Diametrul tamburului este corelat cu diametrul jentii Trebuie sa existe o distanta de 20hellip30 mm (dupa unii autori 50hellip60 mm) intre janta si tambur pentru a asigura o buna racire

Sabotii se executa prin ambutisare sisau sudare din tabla din otel prin turnare din fonta sau mai rar din aliaje pe baza de aluminiu Suprafata de lucru este acoperita cu garnitura de frictiune montata pe talpa sabotului prin nituire (nituri moi din Cu sau Al) sau prin lipire In cazul sabotilor mari dupa asamblarea garniturii se face o ajustare a garniturii prin strunjire pentru o pasuire uniforma pe suprafata tamburului In zona actionarii sabotilor de catre cama inima acestora este protejata pentru micsorarea uzurii cu o placuta din otel sau cu o rola

Pentru saboti se recomanda urmatoarele dimensiuni latimea talpii 30hellip70 mm unghiul de infasurare al garniturii 90hellip1200 jocul dintre saboti si tambur la mijlocul sabotului 050hellip100 mm arcurile de retragere ale sabotilor sa dezvolte o forta de 150hellip300 N

Garniturile de frictiune trebuie sa indeplineasca conditii asemanatoare si sunt executate din materiale de baza asemanatoare (difera retelele) cu cele ale ambreiajelor mecanice

224Elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

Factori care influenteaza dimensiunile si durabilitatea garniturilor de frictiune Procesul de franare indeosebi in cazul franarii intensive presupune

transformarea intr-un timp foarte scurt a unei cantitati foarte mari de energie mecanica in energie termica Puterea consumata la demararea automobilului cu acceleratia ad este

360V

ag

GP d

ad sdotsdotsdot= δ [kW] (216)

unde δ este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie

19

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Tamburele se executa prin turnare centrifugala din fonta cenusie sau aliata cu nichel molibden sau cupru si pot fi de constructie simpla sau combinata La autocamioane si autobuze tamburul este separat de butuc iar la unele autoturisme se toarna impreuna cu butucul In cazul tamburelor de constructie combinata discul central din otel sau camasa interioara din fonta sunt incluse in corpul tamburului in procesul de turnare Tamburul trebuie sa fie bine echilibrat static si dinamic iar bataia radiala pe suprafata de lucru nu trebuie sa depaseasca 008 mm

Diametrul tamburului este corelat cu diametrul jentii Trebuie sa existe o distanta de 20hellip30 mm (dupa unii autori 50hellip60 mm) intre janta si tambur pentru a asigura o buna racire

Sabotii se executa prin ambutisare sisau sudare din tabla din otel prin turnare din fonta sau mai rar din aliaje pe baza de aluminiu Suprafata de lucru este acoperita cu garnitura de frictiune montata pe talpa sabotului prin nituire (nituri moi din Cu sau Al) sau prin lipire In cazul sabotilor mari dupa asamblarea garniturii se face o ajustare a garniturii prin strunjire pentru o pasuire uniforma pe suprafata tamburului In zona actionarii sabotilor de catre cama inima acestora este protejata pentru micsorarea uzurii cu o placuta din otel sau cu o rola

Pentru saboti se recomanda urmatoarele dimensiuni latimea talpii 30hellip70 mm unghiul de infasurare al garniturii 90hellip1200 jocul dintre saboti si tambur la mijlocul sabotului 050hellip100 mm arcurile de retragere ale sabotilor sa dezvolte o forta de 150hellip300 N

Garniturile de frictiune trebuie sa indeplineasca conditii asemanatoare si sunt executate din materiale de baza asemanatoare (difera retelele) cu cele ale ambreiajelor mecanice

224Elemente de calcul pentru franele cu tambur si saboti interiori

Factori care influenteaza dimensiunile si durabilitatea garniturilor de frictiune Procesul de franare indeosebi in cazul franarii intensive presupune

transformarea intr-un timp foarte scurt a unei cantitati foarte mari de energie mecanica in energie termica Puterea consumata la demararea automobilului cu acceleratia ad este

360V

ag

GP d

ad sdotsdotsdot= δ [kW] (216)

unde δ este coeficientul de influenta al maselor in miscare de rotatie

19

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Puterea absorbita de frane in cazul franarii cu acceleratia af este aproximativ egala cu

360V

ag

GP f

af sdotsdot= [kW] (217)

In cazul autoturismelorla demarare acceleratia rareori depaseste 1 ms2 dar la franare deceleratia poate atinge valori de 6hellip8 ms2 Rezulta ca puterea care trebuie sa fie absorbita de frane depaseste adesea puterea motorului de 4hellip5 ori iar uneori mai mult

Caldura degajata in timpul franarii inrautateste calitatile de franare ale automobilului si mareste uzura garniturilor de frecare Uneori apare fenomenul de ldquofadingrdquo prin care datorita caldurii substanta lianta din garnitura se lichefiaza si formeaza pe suprafata garniturii un strat unsuros

In timpul franarii se modifica si dimensiunile pieselor care compun mecanismele de franare diametrul tamburului creste sabotul apasa pe tambur numai pe partea sa centrala creste cursa pedalei (la transmisia hidraulica la o temperatura a franei de 3000 C cresterea cursei este de 15hellip18) iar la racire raza tamburului poate fi mai mica decat raza garniturii de frictiune si aceasta se va uza la capete Uzura garniturilor de frictiune creste cu cresterea temperaturii

Pentru a obtine la franare deceleratia af este necesara o forta de franare care redusa la tamburul franei are expresia

t

rf

a

t

rfft r

ra

g

G

r

rFF sdotsdot=sdot= (218)

unde rr este raza de rulare a rotii iar rt este raza tamburului Forta de franare realizata de mecanismul tambur-saboti este

ApF oft sumsdotsdot= micro (219) Egaland cele doua relatii se obtine

g

r

r

A

Gp

a

t

raf sdot

sdotsum

sdot= 0micro (220)

unde p0 este presiunea medie dintre garnitura de frictiune si tambur ΣA este suprafata garniturilor de frictiune de la toate franele automobiluluiNumitorul relatiei este constant pentru un automobil dat deci deceleratia este cu atat mai mare cu cat numaratorul este mai mare respectiv presiunea medie dintre tambur si garnitura este mai mare Acest parametru este limitat de materialul garniturii deci este necesar calculul sau care se poate face cu relatia

g

a

r

r

A

Gp f

t

ra

sdotsdotsdot

sum=

micro0 (221)

20

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Concluzie Presiunea p0 dpinde de suprafata garniturilor de frictiune respectiv cu cat suprafata ΣA este mai mare cu atat presiunea va fi mai redusa Marirea suprafetei ΣA se poate obtine prin marirea razei tamburului a latimii si a unghiurilor de infasurare (optim intre 800hellip1400) a garniturilor de frictiune

Micsorarea uzurii garniturilor de frictiune se poate realiza prin - imbunatatirea proprietatilor materialului pentru garnituri si pentru

tambur - etansarea mecanismului de franare- mentinerea la valorile prescrise ale jocului dintre sabot si tambur - utilizarea cat mai completa a materialului garniturilor (lipirea

garniturilor pe sabot)

Verificarea la solicitarile mecanice ale franelor

Presiunea pe suprafata garniturilor determina durabilitatea garniturilor de frictiune si se poate calcula cu relatia

20t

f

rb

Mp

sdotsdotsdot=

βmicro (222)

unde μ si p0ad depind de cuplul de materiale aflate in frecare (tambur si garnitura) si de mediul in care lucreaza frana

Lucrul mecanic specific de frecare permite aprecierea durabilitatii garniturilor de frictiune si se poate determina cu relatia

A

LL f

s sum= (223)

unde 2

261

Vg

GL a

f sdotsdot= (224)

Puterea specifica de franare se determina pentru o oprire de la viteza maxima cu relatia

Aav

g

GP f

as sum

sdotsdotsdot= 1maxmax (225)

Se recomanda ca verificarea sa se faca separat pentru fiecare punte pentru a tine cont de distributia fortei de franare pe punti prin coeficientii de repartitie υ1 si υ2 iar ΣA se va calcula pentru fiecare punte in parte

21

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Incarcarea specifica a garniturii de frictiune permite aprecierea solicitarilor garniturilor de frictiune in locul puterii specifice de franare si se poate determina cu relatia

Ag

Gq a

s sumsdot= 1

(226)

Se foloseste indeosebi pentru verificarea franelor de autocamioane si de autobuze

Calculul termic al franelor

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

Se face bilantul termic la franarea de la viteza V pana la oprirea automobilului si se obtine

tf

aft

a

Gnc

VGcnG

V

g

G

sdotsdotsdotsdotsdot

=∆rArr∆=ξ

ττξ10850427

1

632

1 2

2

2

[0C] (227)

unde ξ este fractiunea din caldura produsa ce este preluata de tambur Gt

este greutatea tamburului c este caldura masica Ga este greutatea automobilului nf este numarul rotilor franate Δτ este cresterea temperaturii tamburului

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

Se recomanda ca la o franare intensiva de la 30 kmh pana la oprire cresterea de temperatura Δτ sa nu depaseasca 150 C

La franare indelungata se tine seama si de schimbul de caldura cu mediul exterior

Temperatura maxima a tamburului se poate calcula cu relatia aproximativa

tf

d

a

V

c

q

απρχτ

sdotsdotsdotsdot

sdotsdotsdotcong 1

63556max (228)

unde χ este un coeficient de repartitie a caldurii intre garniturile de frictiune si tambur (χ=1 daca se considera garnitura izolatoare χ=05 daca meterialele celor doua elemente sunt identice) ρ este densitatea materialului tamburului c este caldura masica a tamburului af este deceleratia automobilului V este viteza de deplasare a automobilului αt = λcρ este difuzivitatea termica iar λ

22

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

este conductivitatea termica qd este densitatea fluxului de caldura care se determina cu relatia

42763fa

d

aV

Ag

Gq sdotsdot

sumsdot= (229)

Temperatura nu trebuie sa depaseasca 3000C

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

000 01 tbe tbs sdot

∆+congminus∆+= sdotminus

τττττ (230)

unde τ0 este temperatura mediului ambiantΔτ este cresterea de temperatura datorita unei franari b=0001hellip0004 [s-1] la o viteza de 30kmh (valorile superioare pentru franele cu o buna ventilatie) este un coeficient care tine cont de conditiile de racire ale franelor t0 este intervalul dintre franari

Temperatura de saturatie nu trebuie sa depaseasca 3000 CCresterea de temperatura se calculeaza cu relatia

tmc

E

sdot∆=∆τ (231)

unde ΔE este energia absorbita la o singura franare in decursul careia viteza automobilului scade de la V1 la V2

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

p

lE

δτασ

minussdotsdot=

1 (232)

unde E este modulul lui Yoong αl este coeficientul de dilatare liniara τ este temparatura tamburului in 0C δp = 026 este coeficientul lui Poisson

23Constructia si elemente de calcul pentru franele cu disc

231Avantajele si dezavantajele franelor cu disc

Mecanismele de franre cu disc sunt tot mai folosite la toate categoriile de automobile

Fata de franele cu tambur si saboti interiori au urmatoarele avantaje - sensibilitate redusa fata de variatia coeficientului de frecare (la franele

fara efect servo) - distributie uniforma a presiunii pe suprafetele de frecare deci o uzura

uniforma a garniturilor de frictiune si necesitatea mai rara a reglarii

23

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

- suprafata mare de racire si conditii mai bune pentru evacuarea caldurii (in special la franele deschise)

- stabilitate in functionare la temperaturi joase si ridicate - echilibrarea fortelor axiale si absenta celor radiale - posibilitatea de a functiona cu jocuri mici intre suprafetele de frecare

deci timp de raspuns redus - independenta eficacitatii franarii de gradul de uzare al garniturilor de

frictiune - asigura acelasi moment de franare indiferent de sensul de mers - masa proprie redusa pentru acelasi moment de franare (numai pentru

franele cu disc de tip deschis) - caracterul mult mai favorabil al deformatiilor discului - inlocuirea usoara a garniturilor de frictiune - realizarea reglarii automate a jocului dintre suprafetele de frecare prin

constructii simple Dazavantaje

- eficacitate mai redusa - solicitari termice mai mari pentru garniturile de frictiune si lichidul de

frana - dificultatea realizarii franei de stationare sau de siguranta cu o

eficacitate suficienta Franele cu disc pot fi

- de tip deschis folosite in special la automobile - de tip inchis folosite in special la tractoare

232Constructia franelor cu disc de tip deschis

Constructiv franele cu disc se deosebesc dupa urmatoarele criterii A Dupa constructia si functionarea etrierului - etrier fix pe fuzeta cu pistoane pe ambele parti ale discului - etrier flotant (culiseaza transversal fata de disc) cu piston pe o singura

fata a discului B Dupa constructia discului - disc simplu - disc autoventilat

Schemele constructive ale franelor cu disc in functie de tipul etrieruluisunt prezentate in figura 215

24

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Fig215Schemele constructive ale franelor cu disc a)cu ertier fix b)cu etrier flotant 1-placute cu garnituri de frictiune 2-pistoane 3-disc de frana neventilat 4-etrier 5-portetrier

Constructia celor doua variante de frane cu disc este prezentata in figura 216

Fig216Constructia franelor cu disc a)cu etrier fix 1-disc neventilat 2-ventil de aerisire 3-manson de protectie 4-garnitura de etansare 5-piston 6-camera de presiune 7-placuta cu garnitura de frictiune 8-stift de ghidare pentru placute b)cu etrier flotant 1-disc autoventilat 2-portetrier 3-etrier 4-placuta cu garnitura de frictiune 5-stift de ghidare pentru placute 6-arc de mentinere a etrierului pe portetrier 7-ventil de aerisire 8-piston

25

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Fig216AConstructia unui etrier flotant cu mecanism de actionare pentru frana de mana si dispozitiv de reglare automata si continua a

jocului dintre suprafetele de frecare 1corpul etrierului 2manseta de protectie 3garnitura de etansare4cuplaj 5piston 6bolt filetat 7niplu de aerisire 8mecanismul franei de mana 9cama plata

10orificiu de legatura cu instalatia hidraulica 11arbore 12levierul cablului franei de mana 13arc

Franele cu disc de tip deschis nu poseda efect servo si au o eficacitate redusa Pentru a contracara acest dezavantaj se mareste presiunea din conducte de circa 2 ori iar diametrele pistoanelor de actionare sunt de 2hellip25 ori mai mari fata de franele cu tambur In unele cazuri se utilizeaza mai multi cilindri de actionare cu diametre mai mici pentru a nu reduce diametrul mediu al discului si pentru a putea folosi placute cu suprafete mai mari Intotdeauna franele disc se utilizeaza cu un servomecanism

Datorita ritmului intens al uzurii garniturii de frictiune si al grosimii mari a garniturii este necesara utilizrea unor dispozitive de reglare automata si continua a jocului care sa permita deplasari mari ale pistonului Sunt avantajoase dispozitivele care folosesc forta de frecare

In figura 217 se prezinta doua dispozitive de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri primul montat in interiorul pistonului (foloseste forta de frecare) iar al doilea foloseste deformarea controlata a garniturii de etansare dintre piston si cilindru

26

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

a bFig217 Dispozitiv de reglare automata si continua a jocului dintre disc si garnituri a)cu frecare dintre un segment si un bolt ambele montate in interiorul pistonului 1 si 2-saibe montate in interiorul pistonului 3-manson de protectie 4-piston 5-garnitura de presiune cu elasticitate la forfecare montata strans pe piston 6-segment elastic montat strans pe bolt 7-corpul etrierului 9-bolt concentric cu pistonul j-jocul admis intre disc si garnitura b)prin deformarea controlata a garniturii de etansare 7 dintre piston si cilindru

233Elemente de calcul pentru frana disc de tip deschis

Momentul de franare se determina folosind schema din figura 218

Fig218Schema de calcul pentru frana disc de tip deschis

27

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Forta normala pe elementul de arie dA=ρdρdθ este dN=pdA forta de frecare este dFf =μdN momentul de frecare elementar in raport cu centrul O va fi dMf=ρdFf iar momentul total de frecare pentru nf perechi de suprafete de frecare si distributie uniforma a presiunii va fi

( ) fie

r

r

fff nrrpddpnddpnMe

i

3322

3

2 minussdotsdotsdot=== intint int int+

minus

αmicroρρθmicroθρρmicroα

α (233)

Daca se inlocuieste p=NA=N[α(re2-ri

2)] expresia momentului de franare devine

( )fm

ie

ieff nrN

rr

rrnNM sdotsdotsdot=

minusminussdotsdotsdot

sdot= micromicro

22

33

3

2 (234)

unde s-a notat 22

33

3

2

ie

iem rr

rrr

minusminussdot=

In practica pentru calculul razei medii se utilizeaza relatia mai simpla rm = (re + ri)2 eroarea de calcul nedepasind 4

Pentru constructiile uzuale se recomanda ri re = o6hellip075 si 2α = 45hellip500

Forta normala N se determina din conditia de echilibru a garniturii de frictiune in functie de valoarea fortei de actionare a pistonului

micromicromicromicro

sdot+=rArr=sdotsdotminusminus

10

SNNNS (235)

unde μ este coeficientul de frecare dintre disc si garnitura μrsquo este coeficientul de frecare dintre partea metalica a placutei si elementele de ghidare ale placutei (μrsquo = 005hellip01)

Coeficientul de eficacitate al franei disc de tip deschis fara efect servo va fi

( ) e

fm

e

f

r

nr

rS

ME

sdotsdot+sdotsdot

=sdot

=1 micromicro

micro (236)

unde s-a asimilat raza exterioara a discului egala cu raza unui tambur

Calculele de verificare la solicitari mecanice si termice sunt asemanatoare cu cele de la frana cu tambur si saboti intariori

28

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

24Constructia si elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis 241Constructia franelor cu disc de tip inchis

Frana cu disc de tip inchis se utilizeaza la unele automobile grele si la tractoare este de constructie etansa si in consecinta perfect protejata de apa si murdarie

In figura 219 se prezinta constructia unei frane cu disc de tip inchis cu servoefect pentru autocamioane

Fig219Constructia franei cu disc de tip inchis a)parti componente 1 si 2-discurile de presiune montate pe talerul suport al franei 3-bile 4-cilindri de actionare a discurilor 5-carcasa mecanismului fixata pe butucul rotii b)frana libera c)frana actionata

Efectul servo se obtine prin blocarea deplasarii discului 2 de un reazem montat pe talerul suport discul 1 fiind actionat in continuare atat de pistonul cilindrului receptor cat si de forta tangentiala de frecare dintre el si carcasa

29

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Datorita efectului servo ridicat frana cu disc de tip inchis se foloseste la tractoarele pe roti Schema de principiu a unei astfel de frane este prezentata in figura 220

Fig220Schema de principiu a unei frane cu disc de tip inchis folosita la tractoare 1-carcasa fixa 2-discuri cu garnituri de frictiune solidarizate cu arborele transmisiei 3-discuri de presiune cu locasuri pentru bile 4-bile 5-arborele transmisiei 6-arcuri de decuplare a)schema constructiva b)schema de actionare c si d)principiu de functionare

242Elemente de calcul pentru frana cu disc de tip inchis

In figura 221 se prezinta schema de calcul pentru frana cu disc de tip inchis cu servoefect

30

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Fig221Schema de calcul a franei cu disc de tip inchis a)actionarea discurilor de cilindrii receptori b)corpul rotitor in repaus c)corpul rotitor in miscare

Daca forta dezvoltata de un cilindru este F iar numarul cilindrilor este nc prin deplasarea relativa a discurilor 1 si 2 unul fata de altul datorita locasurilor bilelor 4 discurile sunt apasate pe corpul rotitor cu forta Nb Daca discurile se rotesc cu viteza unghiulara ω forta de frecare dintre disc si corpul rotitor (cand celalalt disc se sprijina pe opritor) se adauga la forta cu care bila actioneaza asupra discului si amplifica forta cu care bila apasa discul Procesul continua si are drept rezultat marirea momentului de franare

Unghiul α se alege astfel ca sa se evite fenomenul de autoblocare

25Constructia si elemente de calcul pentru frana cu banda exterioara

Frana cu banda exterioara se foloseste ca frana de serviciu la unele tractoare ca frana de stationare si de siguranta la unele autocamioane si ca frana de blocare pentru schimbarea treptelor de viteza la unele transmisii automate Aceasta frana se utilizeaza mult in mecanismele de directie ale tractoarelor pe senile

251Schema de principiu si caracteristica de stabilitate

In figura 222a se prezinta schema de principiu a franei cu banda Ea se compune dintr-o banda elastica din otel prevazuta pe partea interioara cu o garnitura de frictiune care se poate strange datorita unui sistem mecanic pe suprafata exterioara a unui tambur rezultand un moment de franare

31

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Fig222Schema de principiu si caracteristica de stabilitate a franei cu banda

Intre fortele S1 (forta de intindere a benzii de la capatul ramurii care se infasoara) si S2 (forta de intindere a benzii de la capatul care se desfasoara) de la capetele benzii se poate scrie relatia lui Euler

αmicrosdotsdot= eSS 21 (237) Din conditia de echilibru a tamburului se determina momentul de

franare ( ) ( ) reSrSSM f sdotminussdot=sdotminus= sdot 1221

αmicro (238) Coeficientul de eficacitate este dat de relatia

12

minus=sdot

= micro αerS

ME f

(239)

In figura 222b este prezentata caracteristica de stabilitate pentru doua valori ale unghiului de infasurare al garniturii pe tambur Desi are un efect servo ridicat frana cu banda este instabila garnitura de frictiune nu se uzeaza uniform si sunt dificultati in reglarea jocului dintre tambur si garnitura

Se foloseste ca frana de stationare deoarece efectul servo ridicat micsoreaza efortul de actionare al manetei ca frana de serviciu la unele tractoare din acelasi motiv plus ca franarile se fac la viteze reduse si sunt relativ rare (solicitarile termice sunt reduse) iar efectul instabilitatii accentuate se diminuiaza

32

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

252Tipuri constructive de frane cu banda exterioara

Eficacitatea franelor cu tambur si banda exterioara este dependenta de modul de fixare al capetelor benzii Scheme constructive de astfel de frane sunt prezentate in figura 223

Fig223Scheme de frane cu tambur si banda exterioara a)cu banda simpla fara efect servo b)cu banda simpla cu efect servo c)cu banda exterioara dubla d si e)cu banda flotanta 1-tambur 2-banda 3-parghie de actionare 4-suport de fixare al benzii

La frana cu banda simpla fara efect servo ambele capete ale benzii 2 sunt articulate de parghia de actionare 3 iar la actionarea cu forta F ambele capete strang simultan tamburul 1 si-l franeaza Daca bratele parghiei de actionare sunt egale frana dezvolta acelasi moment de franare in ambele sensuri Frana nu este echilibrata la franare apare o forta radiala care solicita suplimentar arborele Realizeaza o franare progresiva a tractorului Necesita forte mari de actionare

Frana cu banda simpla cu efect servo are unul din capetele benzii fix iar celalalt mobil este articulat de parghia de actionare Momentele de franare sunt diferite in functie de sensul de rotatie Presiunea este repartizata neuniform pe lungimea benzii deci uzura ei este neuniforma Frana nu este echilibrata Are o progresivitate redusa

33

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Frana cu banda dubla are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare iar mijlocul este fixat rigid de suportul 4 rezultand de fapt o reunire a doua frane simple Daca raportul de transmitere la capetele benzilor sunt egale si unghiurile de infasurare al garniturilor aceleasi momentul de franare este identic in ambele sensuri iar forta de actionare este mai mica fata de cazul franei cu banda simpla fara efect servo Forta radiala are valoare nesemnificativa Garniturile se uzeaza mai putin si uniform

Frana cu banda exterioara flotanta are ambele capete ale benzii articulate de parghia de actionare Realizeaza acelasi moment de franare cu efect servo in ambele sensuri Are o eficacitate mare identica in ambele sensuri

In figura 224 se prezinta constructia unei frane cu banda exterioara dubla montata flotant pe tambur folosita ca frana de mana pe transmisie la un autocamion

Fig224Mecanism de franare cu banda exterioara dubla montata flotant 1-surub de actionare 2-piulita-contrapiulita 3-semirola de actionare 4 si 8-suporti de capat ai benzii 5 si 6-arcuri de indepartare a benzii dupa franare 7-cama de actionare 9-banda metalica 10-garnitura de frictiune 11-tambur montat pe transmisie 12-suport de mijloc al benzii 13-parghie 14-cablu de actionare 15-furca 16-parghia camei 1718 si 19-sistem de ancorare al capatului benzii 20-carterul SV 21 si 22-reazem elastic de mijloc al benzii

34

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

26Transmisia sistemului de franare

261Rol conditii impuse si parametri caracteristici

Transmisia sistemului de franare este compusa din ansamblul de elemente cuprinse intre elementul de comanda (pedala sau maneta) si mecanismul de franare propriuzis cu rol de a transmite comanda de franare si de a actiona mecanismul de franare

Se clasifica dupa energia utilizata pentru actionarea mecanismelor de franare si dupa modul de transmitere al comenzii

Energia utilizata pentru actionarea franelor poate fi- energia musculara a soferului- o sursa independenta de energie controlata de sofer - o combinatie dintre cele doua tipuri de energie

Dupa modul de transmitere al comenzii de la elementul de comanda la frane transmisia poate fi

- mecanica - hidraulica - pneumatica - electrica mixta

Transmisia cu servomecanism adauga la forta cu care soferulactioneaza elementul de comanda forta suplimentara al servomecanismului

Conditii specifice impuse randament ridicat simplitate constructiva siguranta si fiabilitate ridicate efort si cursa in limite prescrise ale elementului de comanda

Paramerii ce caracterizeaza transmisia sistemului de franare sunt - raportul de transmitere al fortei

pF F

Fi

Σ= unde ΣF este suma fortelor care se aplica mecanismelor

Fp este forta la pedala - raportul cinematic de transmitere

s

Si pc Σ

= unde Sp este cursa elementului de comanda

Σs este suma deplasarilor punctelor de aplicatie ale fortelor ΣF

- randamentul

c

F

ppt i

i

SF

sF =sdot

ΣsdotΣ=η

- coeficientul de rigiditate

35

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

pr

ptr S

Sk = unde Spt este cursa teoretica a pedalei

Spr este cursa reala a pedalei- timpul de raspuns sau timpul de intarziere ti este timpul scurs intre momentul inceperii cursei pedalei si momentul inceperii actiunii franei - coeficientul de amplificare al fortei

ac

sacF F

FFk

+= unde Fac este forta cu care soferul actioneaza elementul

de comanda Fs este forta care se transmite de la

servomecanism

262Constructia si elemente de calcul pentru transmisia hidraulica

Constructia transmisiei hidrauliceEste cea mai folosita la autoturisme si automobile comerciale usoare Nu poate realiza un raport de transmitere ridicat al fortelor si din acest

motiv se foloseste asociata cu un servomecanism Avantaje repartitia dorita a fortelor de franre intre punti si intre saboti

sau placute se realizeaza usor randament ridicat dimensiuni reduse pentru elementele componente (pompa centrala cilindri receptori) datorita presiunii mari de lucru si posibilitatea dispunerii cilindrilor receptori in interiorul mecanismului de franare timp redus la intrarea in actiune usor compatibila cu dispozitive electronice si de automatizare masa redusa si constructie relativ simpla

Dezavantaje functionare dificila la temperaturi foarte scazute (sub -300 C) sensibilitate la patrunderea aerului in instalatie etansari pretentioase si costisitoare

Transmisia hidraulica a sistemului de franare este compusa din elementele principale prezentate in figura 225 Elementul de comanda este pompa centrala dubla 5 al carui piston primar este actionat de tija pedalei de frana 6 prin intermediul servomecanismului vacuumatic 7 Lichidul sub presiune se transmite prin conductele 4 conectorii 3 si racordurile elastice 2 catre mecanismele de franare 1 cu discuri si placute ale rotilor din fata si mecanismele de franare 12 cu tambure si saboti interiori ale rotilor din spate unde actioneaza prin intermediul pistonaselor placutele sau sabotii In circuitul franelor din spate este introdus limitatorul 11 care intra in functiune dependent de incarcarea puntii din spate Frana de parcare actioneaza pe

36

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

rotile puntii din spate echipate cu mecanisme cu tambure si saboti interiori si este comandata de maneta 9 prin intermediul cablului 10 Pentru eliminarea aerului care eventual ar patrunde in coloana de lichid cilindrii receptori si cilindrul pompei centrale sunt pravazuti cu supape destinate acestui scop Rezervorul pentru lichidul de frana are un sistem de avertizare a scaderii lichidului sub o valoare prestabilita

Fig225Componentele principale ale sistemului de franare la autoturisme 1-mecanisme de franare cu discuri 2-racorduri elstice 3-conectori 4-conducte de frana 5-pompa centrala dubla 6-rezervorul pentru lichidul de frana 7-servomecanismul vacuumatic 8-pedala de frana 9-maneta franei de parcare 10-cablul franei de parcare 11-limitatorul fortelor de franre 12-mecanisme de franare cu tambure si saboti interiori

Sistemele de franare ale automobilelor fabricate in prezent au doua circuite independente de franare (solutie impusa prin regulamente) Configuratia acestora este prezentata in figura 226

37

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Fig226Configuratia circuitelor duble de franare a)circuite paralele b)circuite diagonale X c)circuite HI d)circuite LL e)circuite HH

Pompa centrala sau cilindrul principal in cazul sistemelor de franare cu doua circuite independente are doi cilindri principali cu dispunere axiala (tandem) cuprinsi intr-un corp comun Foarte rar se foloseste solutia cu doua pompe centrale simple dispuse alaturat (jumelat) si actionate printr-o parghie comuna sub forma de balanta cu brate egale

Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala montata in circuitul secundar este prezentata in figura 227

38

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Fig227Constructia pompei centrale in tandem cu supapa centrala in circuitul secundar 1-corpul pompei 2-camere de presiune 3-orificiile de refulare catre circuite 4-conexiuni cu rezervoarele de lichid de frana 5-pistonul primar 6-pistonul secundar 7-supapa centrala 8-opritorul supapei centrale 9-garniturile camerelor de presiune 10-garniturile de separare 11-orificiu de compensare

Cand se actioneaza pistonul primar 5 garnitura sa de presiune 9 depaseste orificiul de compensare 11 se creaza presiune in prima camera 2 iar aceasta se transmite prin orificiul de refulare 3 in conducta primului circuit de franare Simultan presiunea se transmite pistonului secundar 6 care incepe sa se deplaseze tija supapei centrale se desprinde de pe opritorul 8 supapa se inchide si se creaza o presiune egala si in a doua camera de presiune 2 care se transmite prin al doilea orificiu de refulare 3 spre conducta circuitului al doilea de franare Cand se ridica piciorul brusc de pe pedala de frana arcurile de rapel deplaseaza rapid pistoanele spre pozitiile lor neutre iar in fata lor se creaza o depresiune datorita inertiei lichidului din conducte Pentru a evita patrunderea aerului in cazul pistonului secundar supapa centrala se dechide (arcul sau este foarte slab) iar lichidul din partea centrala a acestui piston alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare trece prin supapa centrala in fata pistonului In cazul pistonului primar la revenirea brusca garnitura de presiune se desprinde datorita rezistentelor hidraulice si a elasticitatii sale de pe orificiile din discul pistonului si permite lichidului din partea centrala a pistonului alimentata din rezervor prin orificiul de alimentare sa treaca in fata pistonului primar Practic prin aceste procese se realizeaza o amorsare a pompei centrale Orificiul de compensare

39

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

din fata pistonului primar si supapa centrala deschisa din pistonul secundar permit complectarea lichidului din instalatie in cazul micilor neetansari si evitarea suprapresiunii in conducte datorita dilatarii termice a lichidului sau a altor cauze (in cazul franelor cu disc orice suprapresiune din conducte produce contactul dintre placute si disc)

In cazul franelor cu tambur la iesirea din pompa centrala se monteaza o supapa dubla de retinere care permite intoarcerea lichdului din conducte in timpunl defranarii dar mentine o suprapresiune in conducte de circa 05 daNcm2 pentru a reduce timpul de raspuns al sistemului si a impiedica patrunderea aerului in conducte

Intotdeauna orificiul de alimentare situat in spatele garniturii de presiune (cand pistonul este in pozitia neutra) are diametrul mare (2hellip4mm) pentru a permite tranzitarea rapida a unor cantitati mari de lichid iar orificiul de compensare situat in fata garniturii de presiune are diametrul mic (02hellip05mm) pentru a micsora cursa libera a pedalei

Functionarea supapei de retinere a pompei centrale este prezentata in figura 228

Fig228Functionarea supapei de retinere a pompei centrale a)pedala neactionata ambele supape inchise b)pedala actionata supapa de evacuare 2 deschisa supapa de retinere 1 inchisa c)pedala eliberata supapa de retinere 1 deschisa supapa de evacuare 2 inchisa

In figura 229 se prezinta pozitionarea orificiilor de alimentare si de compensare fata de pistonul neactionat si realizarea amorsarii prin orificiile din capul pistonului si prin deformarea garniturii de presiune impreuna cu arcul lamelar stelat

40

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Fig229Pozitionarea orificiilor de comunicare dintre rezervor si cilindrul pompei si amorsarea la revenirea pistonului 3-orificii de amorsare din capul pistonului 8-garnitura de presiune 9-piston 11-camera etansa din interiorul pistonului 12-orificiu de alimentare 13-camera de presiune 15-orificiu de compensare 17-arc lamelar stelat

Legatura dintre rezervor si cilindrul pompei se poate face si numai

prin orificiul de alimentare iar functiile de compensare si de amorsare la revenirea rapida a pistonului sunt preluate de garnitura de presiune a pistonului montata cu joc axial si radial in canalul din piston Canalul din piston al garniturii comunica cu camera de presiune din fata pistonului prin canale radiale Solutia se numeste cu garnitura flotanta si este prezentata in figura 230 Avantajul principal este desfintarea orificiului de compensare din cilindrul pompei

41

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Fig230Pompa centrala in tandem cu garnituri de presiune flotante 21-niplu de capat 22 si 26-orificii de refulare spre circuite 23-corpul pompei 24 si 27-camerele de presiune 25 si 28-orificii de legatura cu rezervoarele de lichid 29-piston primar 30 si 34-suruburi limitatoare pentru pistoane 31 si 35-arcuri de rapel 32-garnitura de presiune separatoare 33-piston secundar 36-arcul garniturii de presiune flotante 37-garnitura de presiune flotanta 38- segment 39 si 40-canale de compensare si de amorsare

Presiunea lichidului din instalatie la franari obisnuite ajunge la valori de 20hellip40 daNcm2 la franari intensive pana la 60hellip80 daNcm2 iar in unele cazuri poate depasi 100 daNcm2

Pompa centrala se monteaza in doua moduri 1 pe peretele despartitor dintre habitaclu si compartimentul

motorului adica pedalier suspendat 2 sub podeaua postului de conducere adica pedalier sub podea

Servomecanismul vacuumatic se utilizeaza la toate autoturismele precum si la automobilele comerciale usoare inclusiv la autocamioane usoare cu masa utila de pana la 5000kg

42

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Drept sursa de vacuum se poate folosi fie colectorul de admisie al motorului cu aprindere prin scanteie fie o pompa de vacuum antrenata de motorul automobilului (cazul motorului cu aprindere prin comprimare) In ambele cazuri se poate utiliza un rezervor de vacuum

Prezinta avantajul simplitatii constructiveServomecanismul poate fi actionat direct de la pedala

(servomecanismul si pompa centrala formeaza un subansamblu comun) sau indirect datorita presiunii date de pompa centrala (pompa centrala si servomecanismulele sunt dispuse separat)

Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare ai mecanismului asupra cresterii presiunii de franare sunt prezentate in figura 231

Fig231Constructia servomecanismului vacuumatic cu actionare directa si efectul parametrilor de proiectare a)constructie 1-tija de actionare a pistonului primar al pompei centrale 2-camera si racordul de vacuum 3-diafragma 4-piston 5-supapa in forma de clopot 6-filtru de aer 8-tija de comanda (actionata de pedala) 9-arc disc de reactie b)efectul parametrilor de proiectare 1-aria sectiunii transversale a cilindrului de lucru 2-parghia pedalei 3-factorul de amplificare parghia pedalei 4-aria sectiunii transversale a diafragmei nivelul vacuumului 5-efectul fortei la pedala 6-efectul servoasistarii 7-punctul marimii de iesire

43

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Constructia servomecanismului vacuumatic (schema constructiva) cu actionare datorita presiunii lichidului refulat de pompa centrala (actionare indirecta) este prezentata in figura 232

Fig232Schema constructiva a servomecanismuui vacuumatic cu actionare indirecta 1-supapa din capatul tijei membranei 2-pistonul hidraulic al servomecanismului 3-cilindrul hidraulic al servomecanismului 5-pistonul cilindrului hidraulic de comanda 6-blocul de comanda 7-arcul de repel al pistonului 2 8-arcul de rapel al membranei 9-supapa de aer 10-conducta de egalizare 11-camera de aer 12-mambrana 13-camera de vid 14-supapa de vid 15-racord cu pompa centrala de frana 16-racord cu sursa de vid 17-conducta cu filtru de aer 19-tija membranei

Elemente de calcul pentru transmisia hidraulica Calculul se face pornind de la fortele necesare pentru actionarea sabotilor sau a placutelor

Schema pentru calculul transmisiei hidraulice este prezentata in figura 233

44

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Fig233Schema pentru calculul transmisiei hidraulice 1-pompa centrala 2-cilindrii receptori ai franelor din fata 3-cilindrii receptori ai franelor din spate 4-conducte de legatura

Diametrul cilindrului receptor se determina cu relatia

p

Sd c sdot

sdot=π4

(240)

unde S este forta de actionare a sabotilor sau a placutelor p este presiunea lichdului care se adopta

Cu cat presiunea p are o valoare mai ridicata cu atat cerintele impuse conductelor de legatura imbinarilor si racordurilor sunt mai severe dar in schimb elementele componente ale transmisiei vor fi mai compacte Se admite pmax = 50hellip80 daNcm2 iar in calcule p = 35hellip45 daNcm2

Forta la pedala care realizeaza in pompa centrala presiunea de lucru p se determina cu relatia

hhpp ii

SF

η1sdot

sdot=

(241)unde ip = ba este raportul de transmitere al pedalei si ia uzual valori in intervalul 35hellip60 ih = (dcdp)2

este raportul de transmitere hidraulic dp este diametrul pompei centrale ηh este randamentul transmisiei hidraulice dependent de presiunea lichidului de lucru asa cum se vede din figura 234 In calcule se adopta valori in intervalul 090hellip095

45

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Fig234Influenta presiunii de lucru asupra randamentului transmisiei hidraulice

Forta maxima admisibila la pedala de frana este de 50hellip65 daN pentru autoturisme si de 70hellip80 daN pentru autocamioane si autobuze in functie de dispunerea elementului de comanda in raport cu scaunul soferului Datorita faptului ca numarul franarilor intensive nu depaseste 5hellip10 din numarul total al franarilor forta maxima la pedala de frana se admite cu mult mai mare decat in cazul ambreiajelor

Cursa pedalei este limitata de considerente ergonomice In cazul autoturismelor cursa maxima este limitata la 150 mm iar la autocamioane si autobuze la 180 mm In cazul reglajelor corecte cursa pedalei pana la franarea completa reprezinta 50hellip60 din cursa maxima

La determinarea cursei pedalei se tine cont de volumele de lichid corespunzatoare curselor de lucru ale pistoanelor cilindrilor receptori si de volumul de lichid corespunzator preluarii jocurilor In cazul unui automobil cu doua punti cu frane pe toate rotile cursa totala a pedalei de frana neglijand deformarile conductelor este

]44[

2

22

2

11 δ++

sdotsdot+

sdotsdotsdot= p

p

c

p

cpp j

d

ds

d

dsiS (242)

unde dc1 si dc2 sunt diametrele cilindrilor receptori s1 si s2 sunt cursele pistoanelor cilindrilor receptori dp este diametrul pompei centrale jp este jocul dintre pistonul pompei centrale si tija de actionare (pentru calcul 15hellip20 mm) δ este distanta dintre marginea garniturii de presiune a pistonului pompei centrale si marginea opusa a orificiului de compensare (in calcule 10hellip15 mm iar in cazul pompei duble in tandem o valoare dubla)

In cazul in care se tine cont si de deformarea racordurilor elastice (furtunurile de cauciuc) in paranteza dreapta se adauga termenul ΔVAp

46

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

unde ΔV este volumul corespunzator dilatarilor conductelor elastice (5 cm2

pentru fiecare metru de furtun daca presiunea nu este mai mare de 100 daNcm2 ) Ap este suprafata cilindrului pompei centrale

Cursa pistonului cilindrului receptor se determina in functie de mecanismul de franare folosit Astfel pentru un mecanism cu tambur si saboti articulati simplex se poate folosi schema din figura 235

Fig235Schema pentru determinarea cursei pistonului cilindrului receptor la un mecanism simplex cu saboti articulati

Cursa unui astfel de piston se poate determina cu relatia

c

caujs t

g

+sdot

+++=

2

δδ (243)

unde j este jocul radial dintre sabot si tambur (j = 02hellip07 mm cand garnitura de frictiune este noua u este uzura radiala a garniturii de frictiune admisibila in exploatare intre reglajele de intretinere (daca jocul dintre saboti si tambur se regleaza automat se considera u asymp 0) δg este deformarea garniturii de frictiune (δg asymp 03hellip06 mm) δt este cresterea diametrului tamburului datorita incalzirii in timpul franarii (δt = 05 mm)

47

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

27Sisteme moderne de franare

Scop bullcresterea performantelor de franarebullcresterea nivelului sigurantei active

ABS (Sistemul Anti-Blocare) are o multitudine de variante Schema de baza a sistemului este prezentata in figura 236

Fig236Schema de baza a ABS 1-pompa centrala in tandem cu servomecanism vacuumatic 2-mecanism de franare din roata 3-unitatea hidraulica 4-atenuator al pulsatiilor coloanei de lichid 5-rezistenta hidraulica fixa 6-pompa hidraulica cu un singur sens de refulare 7-supapa de intrare normal deschisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 8- supapa de iesire normal inchisa cu comanda electrica (o bobina) si mentinuta de arc in pozitie normala 9-acumulatur hidraulic

Functionare presiunea de franare realizata de catre pompa centrala cu servomecanism vacuumatic se transmite prin supapa de intrare mecanismului de franare din roata Turatia rotii se micsoreaza pana cand unitatea de control ABS recunoaste tendinta de blocare a rotii cu ajutorul senzorului de turatie al rotii Daca roata are tendinta de blocare pentru a evita cresterea in continuare a presiunii de franare este alimentata bobina

48

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

supapei de intrare aceasta se inchide (supapa de iesire este tot inchisa) si presiunea de franare ramane constanta Daca turatia rotii scade in continuare (roata are in continuare tendinta de blocare) este alimentata bobina supapei de iesire iar aceasta se deschide Presiunea de franare se reduce prin intermediul acumulatorului hidraulic Pompa hidraulica incepe sa functioneze si pompeaza lichidul de frana din acumulatorul hidraulic in pompa centrala iar pedala de frana se va deplasa usor in sus Roata cara a avut tendinta de blocare este eliberata isi mareste turatia iar blocarea dispare Pentru o franare optima este necesara o noua crestere a presiunii de franare la o anumita turatie a rotii In acest scop bobina supapei de intrare nu va mai fi alimentata (supapa de intrare se deschide) pompa hidraulica lucreaza in continuare absoarbe lichidul dun acumulatorul hidraulic si il refuleaza in circuitul de franare (ajutor hidraulic pentru forta de franare) presiunea de franare creste iar roata va fi din nou franata Aceste faze se repeta de pana la 5hellip6 ori pe secunda si se pot recunoaste prin miscarea pulsatorie a pedalei de frana

Variantele sistemului ABS se diferentiaza prin numarul canalelor de control si numarul sensorilor de turatie din roti Aceste variante sunt prezentata in figura 237

Fig237Variantele sistemului ABS

Sistemele ABS au evoluat continuu In figura 238 se prezinta schema sistemului ABS 8 care moduleaza presiunea din fiecare cilindru receptor

49

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Fig238Schema sistemului ABS 8 1pompa centrala cu dublu circuit si asistare hidraulica 2cilindrii receptori ai etrierilor 3modulul hydraulic

4supapele de intrare 5supapele de iesire 6pompele hidraulice 7acumulatoare hidraulice 8pompa motor Vfata Hspate Rdreapta

Lstanga

Sisteme de franare hibride (EHB Electroydraulic Brakes) au o legatura electrica intre simulatorul hidraulic al cursei pedalei de frana si unitatea centrala electrohidraulica de comanda si control si legaturi hidraulice (conducte) intre unitatea centrala si mecanismele de franare din roti care isi pastreaza actionarea hidraulicaca

Schema de principiu a acestui sistem este prezentata in figura 239

50

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Fig239Schema de principiu a sistemului EHB 1 si 3-legaturi hidraulice 2-unitate de actionare cu simulator hidraulic al cursei pedalei 4-mecanisme de franare din roti cu actionare hidraulica 8-unitate electro-hidraulica de comanda si control 9-acumulator electric

Sisteme de franare complet electrice (EMB Electromechanical Brake) au numai legaturi electrice (fire) intre componente iar actionarea mecanismelor de franare din roti este de asemenea electrica

Schema de principiu a unui astfel de sistem este prezentata in figura 239 iar in figura 240 se prezinta etrierul flotant cu actionare electro-mecanica a acestui sistem de franare

51

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52

Fig240Schema de principiu a sistemului EMB 5-mecanisme de franare din roti cu actionare electrica 6-simulator electric al cursei pedalei de frana 7-sistemul electric de management 9-acumulatoare electrice

Fig241Etrier flotant cu actionare electro-mecanica

52