Manual SFDS 12 Vers 2

8/19/2019 Manual SFDS 12 Vers 2

1/154


2/154

Cuprins

2

Cuprins

1 SISTEMUL DE FRÂNARE................................................................................................... 7

1.1 INTRODUCERE ............................................................................................................ 7

1.2 ROL FUNCȚIONAL...................................................................................................... 71.3 PROCESUL DE FRÂNARE A AUTOVEHICULULUI............................................... 8

1.4 CERINȚE IMPUSE SISTEMULUI DE FRÂNARE ................................................... 10

1.4.1 Cerințe funcționale.................................................................................................. 10

1.4.2 Cerințe relative la fabricație.................................................................................... 14

1.4.3 Cerințe relative la mentenanță ................................................................................ 15

1.5 STRUCTURA GENERALĂ A SISTEMULUI DE FRÂNARE ................................. 15

1.6 CLASIFICĂRI.............................................................................................................. 16

1.7 FRÂNELE .................................................................................................................... 191.7.1 Rolul frânelor. Cerințe specifice. ............................................................................ 19

1.7.2 Compunerea generală a frânelor ............................................................................. 19

1.7.3 Criterii de evaluare a eficienței frânelor ................................................................. 19

1.7.3.1 Coeficientul de eficacitate a frânei .................................................................. 20

1.7.3.2 Sensibilitatea frânei ......................................................................................... 21

1.7.4 Frâna cu tambur și saboți ........................................................................................ 22

1.7.4.1 Tipuri de saboți: sabotul primar, sabotul secundar .......................................... 22

1.7.4.2 Tipuri de frâne cu saboți.................................................................................. 24

1.7.4.3 Elemente de calcul pentru frâna cu saboți ....................................................... 26

1.7.4.3.1 Determinarea expresiei momentului de frânare în cazul general................ 26

1.7.4.3.2 Determinarea expresiei momentului de frânare în cazul distribuțieisinusoidale .................................................................................................................... 28

1.7.4.3.3 Verificarea frânelor ..................................................................................... 33

1.7.4.4 Construcția frânelor cu saboți.......................................................................... 44

1.7.4.4.1 Construcția saboților ................................................................................... 45

1.7.4.4.2 Construcția tamburului................................................................................ 481.7.4.4.3 Acționarea saboților .................................................................................... 49

1.7.4.4.4 Reglarea jocului dintre saboți și tambur ..................................................... 51

1.7.4.4.5 Acționarea frânei de parcare ....................................................................... 55

1.7.5 Frâna disc de tip deschis ......................................................................................... 55

1.7.5.1 Caracterizare constructivă: avantaje și dezavantaje ........................................ 55

1.7.5.2 Clasificări, tipuri constructive ......................................................................... 56

1.7.5.3 Elemente de calcul al frânei disc..................................................................... 57

1.7.5.3.1 Determinarea expresiei momentului de frânare.......................................... 57


3/154

Cuprins

3

1.7.5.3.2 Verificarea frânei disc..................................................................................62

1.7.5.4 Construcția frânei disc......................................................................................63

1.7.6 Frâne de încetinire ...................................................................................................75

1.7.6.1 Frânarea cu ajutorul motorului de tracțiune .....................................................75

1.7.6.2 Frânele hidrodinamice......................................................................................77

1.7.6.3 Frânele electrodinamice (curenți turbionari)....................................................77

1.7.6.4 Frânele regenerative .........................................................................................79

1.8 TRANSMISIA SISTEMULUI DE FRÂNARE............................................................80

1.8.1 Definire. Rol funcțional...........................................................................................80

1.8.2 Cerințe impuse .........................................................................................................81

1.8.3 Parametri funcționali principali ...............................................................................81

1.8.4 Transmisia hidraulică ..............................................................................................81

1.8.4.1 Caracterizare generală ......................................................................................81

1.8.4.2 Soluții constructive...........................................................................................82

1.8.4.3 Elemente de calcul ...........................................................................................88

1.8.5 Transmisia frânei de parcare....................................................................................92

1.8.6 Transmisia pneumatică ............................................................................................93

1.8.6.1 Producere a aerului comprimat ........................................................................93

1.8.6.2 Tratarea și stocarea aerului comprimat ............................................................94

1.8.6.3 Elemente de comandă.......................................................................................95

1.8.6.4 Elemente de reglare și distribuție .....................................................................95

1.8.6.5 Elemente de execuție........................................................................................96

1.8.7 Transmisia pneumo-hidraulică ................................................................................97

2 SISTEMUL DE DIRECȚIE ..................................................................................................99

2.1 ROL. CERINȚE. CLASIFICĂRI..................................................................................99

2.1.1 Rolul sistemului de direcție .....................................................................................99

2.1.2 Cerințe .....................................................................................................................99

2.1.3 Clasificări ..............................................................................................................100

2.1.4 Reglementări..........................................................................................................101

2.2 PROCEDEE DE EXECUTARE A VIRAJULUI........................................................102

2.2.1 Executarea virajului prin modificare poziției planului roților ...............................102

2.2.2 Executarea virajului prin modificarea vitezelor unghiulare ale roților ..................103

2.3 COMPUNEREA GENERALĂ A SISTEMULUI DE DIRECȚIE.............................104

2.4 CINEMATICA SISTEMULUI DE DIRECȚIE..........................................................105

2.5 CINEMATICA TRANSMISIEI SISTEMULUI DE DIRECȚIE ...............................106

2.5.1 Introducere.............................................................................................................1062.5.2 Transmisia tip trapez simplu .................................................................................107


4/154

Cuprins

4

2.5.3 Transmisia mecanismului de direcție cu pinion și cremalieră .............................. 111

2.5.4 Scheme de transmisii ............................................................................................ 113

2.5.5 Compatibilitatea transmisiei cu suspensia autovehiculului .................................. 114

2.6 STABILIZAREA ROȚILOR DE DIRECȚIE ............................................................ 116

2.6.1 Unghiul de înclinare longitudinală a pivotului ..................................................... 117

2.6.2 Unghiul de înclinare transversală a pivotului ....................................................... 118

2.6.3 Unghiul de cădere (unghiul de carosaj) ................................................................ 119

2.6.4 Unghiul de convergență ........................................................................................ 119

2.7 PARAMETRII FUNCȚIONALI AI SISTEMULUI DE DIRECȚIE ........................ 120

2.7.1 Introducere ............................................................................................................ 120

2.7.2 Rapoarte cinematice de transmitere...................................................................... 121

2.7.2.1 Raportul total de transmitere al sistemului de direcție .................................. 121

2.7.2.2 Raportul de transmitere al mecanismului de acționare ................................. 121

2.7.2.3 Raportul de transmitere al transmisiei mecanismului de direcție.................. 122

2.7.3 Rapoarte de transformare...................................................................................... 123

2.7.3.1 Raportul de transformare a momentelor........................................................ 123

2.7.3.2 Raportul de transformare a forțelor ............................................................... 123

2.7.4 Randamentul sistemului de direcție ...................................................................... 124

2.8 CONSTRUCȚIA SISTEMULUI DE DIRECȚIE ...................................................... 126

2.8.1 Volanul ................................................................................................................. 126

2.8.2 Transmisia volanului ............................................................................................ 126

2.8.3 Mecanismul de acționare ...................................................................................... 128

2.8.3.1 Mecanism de acționare cu melc globoidal și rolă dublă ............................... 129

2.8.3.2 Mecanismul de acționare cu șurub – piuliță și manivelă............................... 129

2.8.3.3 Mecanismul de acționare cu șurub oscilant – piuliță .................................... 130

2.8.3.4 Mecanism de acționare cu șurub – piuliță cu bile recirculante, cremalieră șisector dințat..................................................................................................................... 131

2.8.3.5 Mecanism de acționare cu pinion și cremalieră ............................................ 133

2.8.4 Transmisia sistemului de direcție ......................................................................... 135

2.9 SERVOASISTAREA SISTEMULUI DE DIRECȚIE ............................................... 137

2.9.1 Introducere ............................................................................................................ 137

2.9.2 Servosisteme hidraulice........................................................................................ 138

2.9.3 Servosisteme electro-hidraulice............................................................................ 144

2.9.4 Servomecanisme electrice .................................................................................... 145

2.9.4.1 Introducere..................................................................................................... 145

2.9.4.2 Senzori pentru servoasistarea electrică.......................................................... 146

2.9.4.3 Motorul electric ............................................................................................. 147


5/154

Cuprins

5

2.9.4.4 Soluții constructive.........................................................................................147

2.9.5 Servomecanisme pentru bracarea roților punții spate ...........................................152


6/154

Introducere

6

Introducere

Industria de autovehicule prezintă o dinamică medie pe ultimii 14 ani de circa 3,8% la

autoturisme și de 2,58% la autovehicule comerciale, cre ștere ilustrată ți în graficul de mai jos.

sursa: statisca.com

Dinamica produc ției este însoțită de un ritm alert de inovare și implementare în produc ție a unor noi soluții constructive și tehnologice cu scopul cre șterii nivelului de performan ță și al diminuării costurilor. Dezvoltarea sistemelor controlate electronic și al sistemelor mecatronice au condus la solu ții mai eficiente, mai confortabile, mai adecvate unuiutilizator mai pu țin avizat. Toate aceste bene ficii sunt ob ținute cu prețul creșterii complexității întoate aspectele ingineriei autovehiculelor: proiectare constructivă, dezvoltare tehnologică,

testare, omologare, produc ție, mentenanță și reciclare.

Urmare a cre șterii continue a parcului de autovehicule se dezvoltă atât industriile carecontribuie la produc ție, cât și ramurile legate de operarea autovehiculelor.

Toate aceste aspecte converg către necesitatea însu șirii unei palete largi de cunoștințe în

domeniul autovehiculelor.

Sistemele de frânare și de direcție reprezintă componente cheie pentru siguranțadeplasării autovehiculelor, contribuind totodată la cre șterea densității de trafic prin creșterea

vitezei medii de deplasare. În cadrul inspec țiilor tehnice periodice, circa 25% dintre defecțiuni sunt semnalate la

sistemul de frânare și aproximativ 4% dintre defectele depistate au ca sursă sistemul de direcție;aceste date reflectă magnitudinea solicitărilor la care sunt supuse aceste sisteme, atât în ceea ce

prive ște frecvența cât și intensitatea solicitărilor mecanice și termice.

Lucrarea se adresează studen ților în cadrul programelor de licență din facultățile de

profil și conține elementele de bază necesare pentru viitoare demersuri pe drumul cunoașteriiaprofundate. Elementele prezentate trebuie corelate cu cuno ștințele dobândite la alte discipline

și care, din motive de spa țiu, nu au fost reluate în prezenta lucrare.

Autorul

41.22 39.83 41.36 41.97 44.55 47.05 49.92

53.2 52.84 47.7758.24 59.9 63.07

65.44 67.53

17.17 16.48 17.64 18.69

19.94 19.67 19.3

20.06 17.89

13.99

19.34 19.92 21.17

21.86 22.22

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

2000 2001 2002 2003 2004 2005 2006 2007 2008 2009 2010 2011 2012 2013 2014

milioane

autoveh. Comerciale

Autoturisme


7/154

1. Sistemul de frânare

7

1 SISTEMUL DE FRÂNAREEquation Chapter 1 Section 1

1.1 INTRODUCERESistemul de frânare reprezintă o componentă centrală pentru siguranța activă a

autovehiculelor, rezultând astfel importanța adoptării unor soluții eficiente, atât din punct devedere al performanțelor de frânare, cât și din punct de vedere al fiabilității și mentenabilității.

Eficiența ridicată a sistemului de frânare permite rularea cu viteze mai mari, în condiții desiguranță, aspect ce conduce, în final, la creșterea vitezei medii de deplasare și la punerea învaloare a performanțelor motorului autovehiculului.

De asemenea, frânarea eficientă permite creșterea capacității de trafic, nu numai prinsporirea vitezei medii de deplasare, dar și prin diminuarea distanței între autovehiculele carecirculă pe aceeași bandă.

1.2 ROL FUNCȚIONALRolul sistemului de frânare este dependent de situația funcțională a autovehiculului:deplasare, deplasare pe pante lungi, staționare de scurtă durată, staționare de lungă durată.Corespunzător acestor situații funcționale, rolul sistemului de frânare este:

1) Reducerea vitezei de deplasare a autovehiculului, inclusiv până la imobilizarea acestuia;acest rol este îndeplinit de frâna de serviciu.

2) Imobilizarea de scurtă durată pe pantă/rampă.3) Imobilizarea de lungă durată, în absența conducătorului auto (șoferului); acest rol este

îndeplinit cu ajutorul frânei de parcare.4) Diminuarea accelerației autovehiculului care se deplasează pe pante lungi; aceasta se

realizează în mod curent cu ajutorul frânei de serviciu, iar la unele autovehicule, cusisteme de frânare special destinate, frâna de încetinire.Pentru situațiile în care rolul funcțional al sistemului de frânare este de a diminua viteza

de deplasare a autovehiculului, în esență, sistemul de frânare preia parțial din energia cinetică aautovehiculului, o transformă în căldură și o disipă în mediul ambiant.

Fig. 1.1

În Fig. 1.1 se prezintărezultatele calculului puteriidisipate pe timpul frânării cudecelerația de 1g în cazul unuiautoturism din clasa compact. Se

poate constata că puterea disipată

de sistemul de frânare, în cazulunei viteze de 100 km/h, este decirca 4…5 ori mai mare decât

puterea maximă a motorului, acestaspect ilustrând elocventsolicitările intense cărora trebuie săle facă față sistemul de frânare.

În contextul general al auto-

vehiculului, eficiența sistemului de frânare este sever limitată de interacțiunea pneurilor cu caleade rulare, astfel încât este rațională dezvoltarea sistemelor de frânare subordonată dezideratului

utilizării la maximum a aderenței pneu – cale de rulare.


8/154


8

1.3 PROCESUL DE FRÂNARE A AUTOVEHICULULUIProcesul de frânare a autovehiculului este complex și depinde de toate elementele

constitutive ale sistemului autovehicul – om – mediu; cele mai importante grupe de factori careinfluențează procesul de frânare sunt următoarele:

• caracteristicile constructive ale autovehiculului: caracteristicile de masă, tipul depneu, caracteristicile funcționale ale sistemului de frânare etc.;

• comportamentul șoferului: timpul de reacție, modul de acționare a elementelor decomandă (viteza și forța de acționare) etc.

• caracteristicile căii de rulare: traiectorie, tipul și starea suprafeței de rulare etc.;• mediul ambiant: temperatura, precipitațiile etc.Având în vedere diversitatea

factorilor de influență, există tendința deschematizare a procesului de frânare,astfel încât să fie posibilă optimizareacalculelor de pre-dimensionare, precum și

de reglementare a condițiilor de testare învederea omologării.

În Fig. 1.2 se prezintă oschematizare a procesului de frânare;

principala ipoteză simplificatoare sereferă la variația liniară a forței deapăsare a pedalei de frână, urmată demenținerea constantă a acestei forțe pânăla imobilizarea autovehiculului.

În Fig. 1.2 s-au utilizat urmă-

toarele notații:r t - timpul de reacție al conducătorului

auto scurs din momentul apariției situațieicare impune frânare și până în momentulîn care piciorul intră în contact cu pedalade frână; pe parcursul acestei perioade detimp se consideră că viteza rămâneconstantă, deși autovehiculul se află însituația de rulare liberă cu motorul cuplatși are o mișcare uniform încetinitădatorită rezistenței la înaintare; aceastăipoteză simplificatoare nu introduce erorimari datorită valorilor mici ale timpuluide reacție;

at - timpul de întârziere al sistemului de

frânare reprezintă intervalul de timpdintre momentul în care începe acționarea

pedalei de frână și momentul în care,după eliminarea jocurilor , începe frecarea

r t pt

ct bt a

t

1V

2V

Fig. 1.2

din elementele de fricțiune din frână, ceea ce conduce la decelerarea autovehiculului;

pt - timpul de apăsare progresivă a pedalei de frână, scurs din momentul atingerii pedalei defrână și până în momentul atingerii valorii forței maxime de apăsare; în acest interval de timp


9/154


9

începe să crească și forța de apăsare a elementului de fricțiune (sabotului sau plăcuței de frână); pe parcursul acestei perioade de timp se elimină jocurile din sistem;

bt - timpul de creștere a decelerației durează până în momentul atingerii valorii maxime a

decelerației;

ct - timpul de menținere a decelerației durează până în momentul imobilizării autovehiculului.În continuare, se procedează la determinarea expresiilor care permit calculul distanțelor

parcurse de autovehicul pe timpul diferitelor faze ale procesului de frânare.

Perioada de reacție și de întârziere – pe parcursul acestor perioade se consideră că vitezaautovehiculului se păstrează constantă și are valoarea vitezei inițiale, notată 1v , pe care o are

autovehiculul înainte de începerea procesului de frânare:

( )1 1 r aS v t t = ⋅ + . (1.1)

Pe perioada de creștere a decelerației autovehiculului, conform idealizării prezentate înFig. 1.2, decelerația are o variație liniară, valoarea maximă, notată maxd , atingându-se după un

interval de timp, notat t b, scurs din momentul la care decelerația începe să crească; rezultăexpresia modului de variație a decelerației:

max( )b

t a t d

t = ⋅ .

Viteza atinsă la un moment dat, notat cu t , este:2

1 max 1 max

0

( ) d2

t

b b

t t v t v d t v d

t t = − ⋅ = − ⋅∫ . (1.2)

Prin integrarea relației (1.2) se obține expresia spațiului parcurs de autovehicul înperioada de creștere a decelerației:

2

2 1 max

0

( )d6

bt

bb

b

t S v t t v t d

t = = ⋅ − ⋅∫ . (1.3)

Viteza la sfârșitul acestei perioade este:

2 1 max 2bt v v d = − ⋅ . (1.4)

După atingerea decelerației maxime, autovehiculul execută o mișcare uniform încetinităcu decelerația d max până la imobilizare; durata acestei perioade de timp se determină cu relația:

2 1

max max 2

bc

v v t t

d d = = − , (1.5)

în care s-a ținut cont de relația (1.4). Distanța parcursă în acest interval de timp este:2

2 23 2 max

max0

d2

ct

c c

vS v t v t d t

d = = ⋅ − ⋅ =∫ , (1.6)

2 22 max

3 1 1 maxmax

1

2 4b

b

d t S v v d t

d

⋅= + − ⋅ ⋅

(1.7)

Distanța de oprire a autovehiculului se calculează prin însumarea distanțelor corespunzătoare fiecărei etape:

1 2 3S S S S = + +


10/154


10

( )2 2 2

2 max1 1 max 1 1 max

max

1

6 2 4b b

r a b bb

t d t S v t t v t d v v d t

t d

⋅= ⋅ + + ⋅ − ⋅ + + − ⋅ ⋅

(1.8)

Valorile recomandate pentru durata diferitelor etape sunt prezentate în Tabelul 1.1.

Tabelul 1.1 Valori recomandate pentru duratele diagramei de frânare

Definirea intervalului de timp Valoarea recomandată, s

Timpul din momentul apariției obstacolului până în momentulfocalizării privirii [1.9]

0,32…0,55

Timpul din momentul apariției obstacolului până în momentulridicării piciorului de pe pedala de accelerație [1.9]

0,22…0,58

Timpul de mutare a piciorului pe pedala de frânare [1.9] 0,15…0,21

Timpul de creștere a decelerației [1.9] 0,14…0,18

transmisie hidraulică [1.1] 0,10…0,20transmisie pneumatică [1.1] 0,50…1,00

trenuri rutiere [1.1] maximum 1,50 s

Timpul necesar anulării jocurilor din sistem

transmisie hidraulică [1.1] 0,02…0,05

transmisie pneumatică [1.1] 0,20…0,50

1.4 CERINȚE IMPUSE SISTEMULUI DE FRÂNARECerințele impuse sistemului de frânare sunt numeroase și pot fi grupate în cerințe

funcționale, cerințe relative la fabricație, la mentenanță, la fiabilitate, precum și cerințeergonomice.

1.4.1 Cerințe funcționaleÎndeplinirea rolului sistemului de frânare se realizează prin îndeplinirea unor cerin țe

funcționale, detaliate în cele ce urmează.

1. Realizarea unei decelerații impuseÎn general se consideră ca necesare următoarele valori pentru decelerația la frânare:

• 6,0…6,5 m/s2 pentru autoturisme;• 6,0 m/s2 pentru autocamioane și autobuze.

Realizarea acestor decelerații conduce la obținerea unui spațiu de frânare redus, înconcordanță cu cerințele de siguranță. Se menționează faptul că decelerația obținută în procesulde frânare depinde nu numai de caracteristicile constructive și funcționale ale sistemului defrânare, ci și de caracteristicile constructive ale autovehiculului, de comportamentul șoferului șide coeficientul de frecare dintre pneu și calea de rulare.

Considerând un autovehicul cu greutatea Ga, forța de frânare totală aplicată roților estedată de relația următoare (în ipoteza unei repartiții optime a forței de frânare la punți):

d

da

F

G v X

g t = ⋅ . (1.9)

La limită, for ța totală de frânare devine egală cu forța totală de frecare:F a X G= µ ⋅ , (1.10)


11/154


11

rezultând, în final valoarea limită a decelerației care se poate obține:

d

dmv

d gt

= = µ ⋅ . (1.11)

Autovehiculele trebuie să respecte o serie de reglementări impuse, dintre acestea

menționându-se Regulamentul ECE-ONU Nr.13 [1.16] în conformitate cu care, pentruautoturisme, decelerația medie pe timpul frânării se determină cu relația următoare:

( )

2 2

25,92b e

me b

V V d

s s

−=

⋅ −

unde: V 0 – viteza inițială a autovehiculului, în km/h; V b – viteza autovehiculului la 0,8V 0, înkm/h; V e – viteza autovehiculului la 0,1V 0, în km/h; S b – spațiul parcurs între V 0 și V b, în m; S b – spațiul parcurs între V 0 și V e, în m.

În final, eficiența procesului de frânare se apreciază prin spațiul necesar imobilizăriiautovehiculului care se deplasa inițial cu o anumită viteză.

Pentru unele categorii de autovehicule, relațiile de calcul sunt prezentate în tabelulurmător .

Tabelul 1.2 Cerințe pentru frâna de serviciu, autovehicule categoriile M2, M3 și N

Categoria M2 M3 N1 N2 N3

Tipul de test 0 - I0 – I – IIsau IIA

0 - I 0 - I 0 – I -II

Tip 0 – cumotoruldecuplat

V , km/h 60 km/h 60, km/h 80 km/h 60 km/h 60 km/h

s ≤ , m2

0,15130

V V ⋅ +

md ≥ , m/s2 5,0 m/s2

Tip 0 – cumotorulcuplat

max0,8V V = ⋅fără a depăși

100 km/h 90 km/h 120 km/h 100 km/h 90 km/h

s ≤ , m2

0,15103,5

V V ⋅ +

md ≥ , m/s2 5,0 m/s2

Forța pe pedală, F

700 N

Pentru autoturisme, se impun valori ale spațiului maxim necesar frânării astfel [1.16]:

- pentru frânarea cu motorul decuplat:

100 km/hV = ; 20,1 0,0060S V V ≤ ⋅ + ⋅ , în m;6,43md ≥ m/s

2; forța de apăsare a pedalei: 65...500F = N.

- pentru frânarea cu motorul cuplat:

max80% 160 km/hV V = ≤ ;20,1 0,0067S V V ≤ ⋅ + ⋅ , în m;

5,76md ≥ m/s2; forța de apăsare a pedalei: 65...500F = N,

unde: d m – decelerația pe timpul frânării, în m/s2

; V max – viteza maximă a autovehiculului, înkm/h.


12/154


12

Relația (1.11) indică o dependență directă a decelerației maxime care poate fi obținută decoeficientul de frecare dintre pneu și calea de rulare. În Fig. 1.3 se prezintă valorile tipice , µg, șivalorile maxime, µmax, pentru diferite categorii de drumuri [1.2], pentru starea uscată, respectivumedă. Se evidențiază astfel variabilitatea relativ largă a valorilor care se înregistrează pentrucoeficientul de frecare; sistemul de frânare trebuie să permită fructificarea într -o măsură cât mai

mare a aderenței pneului cu calea de rulare pentru realizarea unor decelerații ridicate, ceea ceconduce la diminuarea spațiului necesar frânării autovehiculului.

Fig. 1.3

Punerea în valoare a aderenței pneului cu calea de rulare depinde și de repartiția sarciniipe punțile autovehiculului; pe timpul frânării, repartiția dinamică a sarcinii pe punți se modificăîn sensul descărcării punții spate și al încărcării suplimentare a punții față; distribuția sarciniidinamice pe punți depinde de decelerația de f rânare și impune sistemului de frânare distribuțiacorespunzătoare, variabilă, a for ței de frânare pe punți. Sistemele de frânare moderne sunt

prevăzute cu sisteme de control electronic al distribuției forței de frânare, EBD – Electronic Brake force Distribution.

U d

U s c a tµ

C o e f i c i e n t u l d e f r e c a r e

maxµmaxµµ

Perfecționarea sistemelor de frânare esteilustrată în Fig. 1.4 [1.2] prin evoluția în timp aspațiului de frânare; se remarcă existența unui saltdatorat răspândirii utilizării sistemelor de controlelectronic al frânării prin evitarea blocării roților (ABS).

2. Stabilitatea funcționalăSistemul de frânare este destinat să

funcționeze în condițiile în care, în mod curent, serealizează deplasarea autovehiculului; astfel,autovehiculele se pot deplasa în condiții climaticece cuprind gama de temperaturi variind între -33˚C

și +63˚C.

Fig. 1.4


13/154


13

În plus, elementele sistemului de frânare care realizează nemijlocit transformarea încăldură a energiei cinetice a autovehiculului (elementele de fricțiune), precum și elementeleaflate în proximitatea acestora (de exemplu: cilindrii receptori) sunt supuse la temperaturiridicate datorită încălzirii. În aceste condiții, se impune cerința ca eficiența sistemului de frânaresă nu se modifice substanțial în condițiile unor variații mari de temperatură. Această cerință are

numeroase implicații asupra construcției sistemului de frânare, cum ar fi: lichidul de frânare sănu gelifieze la temperaturi scăzute, elementele de etanșare executate din cauciuc să își păstrezefuncționalitatea în gama de temperaturi de funcționare etc.

Eficiența sistemului de frânare depinde și de valoarea coeficientului de frecare din cuplade fricțiune; valoarea coeficientului de frecare depinde de o serie de factori, dintre care cel maiimportant este temperatura suprafețelor aflate in contact. Rezultă că cerința de stabilitatefuncțională impune atât utilizarea unor materiale pentru care coeficientul de frecare înregistreazăvariații cât mai reduse în funcție de temperatură, cât și măsuri eficiente de evacuare a căldurii înscopul diminuării încălzirii frânelor .

Un factor important care poate afecta funcționarea sistemului de frânare îl constituie

uzura. În principal, uzura se manifestă la nivelul cuplei de fricțiune prin uzura tamburului defrână sau a discului de frână, precum și a garniturilor de fricțiune de pe saboți, respectiv de pe plăcuțele de frână. Fenomenul de uzură la elementele menționate mai sus poate afectaperformanțele sistemului de frânare atât prin majorarea jocurilor și curselor , cât și prinmodificarea formei geometrice a suprafețelor în contact (apariția de șanțuri, rizuri etc.). Pentru

păstrarea stabilității funcționale se iau măsuri constructive de utilizare a unor mecanisme deajustare automată a jocului dintre elementele cuplei de fricțiune, precum și măsuri dementenabilitate (înlocuire facilă a elementelor supuse uzurii fizice).

Un alt tip de uzură care poate afecta major stabilitatea func țională îl constituiecoroziunea; aceasta poate determina poluarea lichidului de frână cu produse de coroziuneprovenite de la piesele metalice aflate în contact cu acesta, conducând, în final, la funcționarea

defectuoasă a sistemului de frânare (de exemplu blocarea pistonașelor din cilindrii receptori).Pentru prevenirea acestor situații se iau măsuri constructive de pasivizare la interior aconductelor, de protecție anticorozivă, de utilizare a unor tipuri de cauciuc rezistente la acțiunealichidului de frână etc.

3. ProporționalitateaȘoferul trebuie să aibă posibilitatea unui control riguros al sistemului de frânare astfel

încât să determine un efect de frânare în strânsă concordanță cu acțiunea sa. Acest lucru serealizează prin propor ționalitatea care trebuie să existe între acțiunea șoferului asupraelementului de comandă (pedala pentru frâna de serviciu) și forța de frânare la roți. Diversitatea

condițiilor de deplasare care impun frânarea conduce la necesitatea obținerii unor spații defrânare cu valori diferite. Rezultă necesitatea ca șoferul să poată controla riguros parametrii procesului de frânare cu ajutorul unei comenzi care să asigure propor ționalitatea comandă – efect.

4. Siguranța frânăriiAcționarea sistemului de frânare de către șofer este rezultatul unor reflexe condiționate

dar și al unor deprinderi dobândite prin acomodarea stilului de conducere al șoferului cucaracteristicile funcționale ale sistemului de frânare. Siguranța frânării impune ca performanțelefuncționale ale sistemului de frânare să nu f ie afectate brusc conducând la compromiterea

realizării frânării. Aspectele cu caracter de uzură în timp care periclitează grav procesul de


14/154


14

frânare sau defectele accidentale ale sistemului de frânare trebuie să fie semnalizate șoferuluiastfel încât acesta să fie avertizat și să dispună măsurile corective corespunzătoare.

5. Imobilizarea pe pantă/rampăSistemul de frânare trebuie să asigure imobilizarea fermă pe pantă/rampă a

autovehiculului; înclinarea pantei/rampei pe care autovehiculul trebuie să poată fi imobilizattrebuie să fie cel puțin egală cu înclinarea pantei/rampei pe care se poate deplasa în condiții desiguranță. Sistemul de frânare trebuie să acționeze simetric stânga/dreapta asupra roților pentru ase evita virajul prin patinare la imobilizarea pe pantă/rampă.

6. Forța de frânare să acționeze în ambele sensuri de deplasareSistemul de frânare trebuie să asigure o eficiență pe cât posibil identică pentru ambele

sensuri de deplasare a autovehiculului; totuși, pentru unele categorii de autovehicule, având învedere că deplasarea înainte se realizează cu viteze substan țial mai mari, se poate admite oeficiență mai scăzută a frânării la mersul înapoi.

7. Eliminarea posibilității de frânare necomandatăFrânarea autovehiculului trebuie să se realizeze numai la comanda șoferului; orice frânare

necomandată poate periclita siguranța deplasării și poate conduce la pierderea controlului asupraautovehiculului.

Tot acestei cerințe i se subordonează și necesitatea eliminării posibilelor frecări din frâne,acestea conducând la uzura și încălzirea elementelor în frecare, virarea autovehiculului, consumsporit de combustibil etc.

8. Asigurarea stabilității pe timpul frânăriiFrânarea autovehiculului nu trebuie să conducă la modificarea traiectoriei de deplasare a

acestuia, indiferent de starea căii de rulare. Această cerință impune utilizarea controluluielectronic pentru prevenirea blocării roții frânate.

9. Să nu producă zgomotFuncționarea frânelor poate fi însoțită de apariția zgomotului de frecvențe relativ ridicate

(scârțiitul frânelor) datorat apariției vibrațiilor unor elemente componente. Combaterea acestuifenomen se realizează prin măsuri constructive care să prevină apariția vibrațiilor sau să producăamortizarea acestora.

1.4.2 Cerințe relative la fabricațieSistemului de frânare i se impun cerințe generale legate de procesul de fabricație, comune

cu cele impuse și altor sisteme componente ale autovehiculelor, și anume, utilizarea unor procesetehnologice de grup, cu costuri reduse (consum mic de energie, adausuri tehnologice reduse etc.).

În plus, există o serie de cerințe specifice, dintre care se menționează următoarele:

• utilizarea unor materiale sau tehnologii care să prevină apariția coroziunii;• evitarea utilizării materialelor prohibite (de exemplu materialele cu azbest).


15/154


15

1.4.3 Cerințe relative la mentenanțăUnele elemente componente ale sistemului de frânare sunt supuse unor solicitări intense

de natură mecanică, termică, chimică (coroziune) sau de abraziune. Aceste elemente cunosc un proces accelerat de uzură și impun efectuarea operațiilor de mentenanță pentru restabilirea stăriifuncționale la parametrii nominali. Principalele cerințe relative la mentenanța sistemului de

frânare sunt următoarele:• asigurarea unui acces ușor pentru înlocuirea elementelor cu viteză mare de uzare

(plăcuțe de frână, saboți etc.);• asigurarea reglării automate a jocului dintre elementele cuplei de fricțiune;• avertizarea șoferului asupra atingerii limitei de uzură la elementele de fricțiune,

scăderea nivelului lichidului de frână etc.;

1.5 STRUCTURA GENERALĂ A SISTEMULUI DE FRÂNAREStructura sistemului de frânare cunoaște o diversitate relativ extinsă în concordanță cu

tipul de autovehicul, destinația acestuia, nivelul performanțelor dinamice, reglementările desecuritate aplicabile, precum și tehnologiile disponibile.

În Fig. 1.5 se prezintă structura generală a sistemului de frânare pentru un autoturism declasă mică – medie, în care: 1-etrier cu disc de frână; 2-conductă flexibilă; 3-element de

îmbinare; 4-conductă rigidă; 5- pompa centrală; 6-rezervor lichid frână; 7-servomecanism; 8- pedală frână; 9-levier frână de parcare; 10-cablu acţionare frână de parcare;11-supapă de reglarea presiunii; 12-frână cu tambur [1.10].

Fig. 1.5

Componentele și complexitatea sistemului de frânare variază mult în funcție de tipul deautovehicul. Spre exemplificare, se prezintă în Fig. 1.6 schema sistemului de frânare al unuiautocamion cu 3 punți care tractează o remorcă. În acest caz, acționarea frânelor se realizează cu


16/154


16

ajutorul unui sistem pneumatic care utilizează aerul comprimat furnizat de un compresor de aeracționat de motor; aerul comprimat este stocat în 3 rezervoare dispuse pe camion și în 2rezervoare dispuse pe remorcă.

Frânele punții față sunt acționate cu ajutorul unor cilindri pneumatici, în timp ce frânelepunților spate și ale remorcii sunt acționate de forța elastică a unor arcuri elicoidale; în acest

mod, se realizează frânarea autovehiculului pe timpul staționării de lungă durată, cu motoruloprit. Pentru realizarea deplasării, cilindrii pneumatici de la punțile spate și de la remorcăcomprimă arcurile permițând relaxarea saboților.

Sistemul cuprinde elemente specifice controlului sistemelor pneumatice (supape dedistribuție, supape de suprapresiune, supape regulatoare de presiune, manometre, robineți,supape de evacuare etc.), precum și conducte rigide și flexibile pentru transportul aeruluicomprimat.

Fig. 1.6

În concluzie, sistemul de frânare cuprinde următoarele componente principale:

• elemente de comandă, de exemplu: pedala frânei de serviciu, levierul de comandă alfrânei de parcare, butonul electric de acționare al frânei de parcare etc.;

• frânele: frâne disc, frâne cu saboți interior și tambur;• mecanismul de acționare: mecanic, hidraulic, pneumatic, electric;• mecanismul de servoasistare: vacuumatic, hidraulic, pneumatic;

• sistemul de control: ABS, EBD• sistemul de semnalizare: conectori de presiune, senzori limită de uzură etc.

1.6 CLASIFICĂRIClasificarea sistemelor de frânare se poate realiza după mai multe criterii, cele mai

importante fiind prezentate în continuare.

1. Rolul funcționalÎn funcție de rolul funcțional, se deosebesc:

• Sistemul principal de frânare (frâna principală / frâna de serviciu / frâna de picior) are

rolul de a realiza reducerea vitezei de deplasare a autovehiculului și de a permiteimobilizarea de scurtă durată pe pantă / rampă.

Camion/Tractor

Remorca

Cilindri pneum.

frână

Compresor

Separator

Manometru

Rezervor spate

Conectori cu supape

Rezervor față

Primar Încărcare

Cilindri pneum.

Secundar Parcare Relaxare Încărcare ParcareComandă

Cilindri pneum.

Parcare Comandăremorcă

Parcare


17/154


17

• Sistemul sta ționar de frânare (frâna de staționare / frâna de mână / frâna de parcare /frâna de ajutor) are rolul de a permite imobilizarea de lungă durată a autov ehiculului. Încaz de necesitate (avarierea sistemului principal), poate fi utilizată pentru reducereavitezei de deplasare și oprirea autovehiculului.

• Sistemul suplimentar de frânare (dispozitivul de încetinire) are rolul de a menţine

constantă viteza automobilului, la deplasarea pe pante lungi, fără utilizarea celorlaltesisteme de frânare, contribuind la micşorarea uzurii frânei principale şi la sporireasecurităţii circulaţiei.2. Dispunerea frâneiFrâna propriu-zisă poate acționa asupra:

• ro ților (cazul cel mai larg răspândit);• transmisiei (soluție utilizată în special în cazul unor dispozitive de încetinire de tip

hidraulic dispuse în cadrul transmisiei).3. Caracteristicile geometrice ale piesei rotitoareSe deosebesc următoarele tipuri de frâne:

• cu tambur (radiale): frâna cu saboți, frâna cu bandă;• cu disc (axiale).

4. Piesa care este acționată asupra piesei rotitoareElementul care este acționat pentru realizarea cuplei de fricțiune împreună cu piesa

rotitoare determină următoarele tipuri:

• frâne cu sabo ți• frâne cu disc;• frâne cu bandă.

5. Mecanismul de acționareSe deosebesc următoarele tipuri:

• cu ac ționare manuală (simplă);• cu servoac ționare (vacuumatică, pneumatică etc.);• cu ac ționare mixtă.

6. Structura circuitelor de acționare a frânelorSe întâlnesc următoarele tipuri de structuri (configurațiile de structuri cu două circuite

hidraulice sunt prezentate în Tabelul 1.3):• cu un singur circuit;• cu mai multe circuite.

Tabelul 1.3 Structuri cu două circuite hidraulice

Schema Simbolizare Caracteristici

II(simbolizat TT înstandardul DIN74 000/1992)

Distribuie forţa de frânare între cele două punţi; primulcircuit frânează puntea faţă, iar cel de-al doilea punteaspate.

Avantaje: simplitate constructivă; trasee scurte pentruconducte.Dezavantaje:În cazul defectării circuitului 1 se produce o diminuaresubstanțială a forței de frânare datorită faptului că seacționează numai frânele punții spate care se descarcă

pe timpul frânării.


18/154


18

Schema Simbolizare Caracteristici

X(simbolizat K înstandardul DIN74 000/1992)

Distribuie forţa de frânare pe diagonală; primul circuitfrânează rota faţă stânga şi roata spate dreapta, cel de-aldoilea circuit frânează roata faţă dreapta şi roata spatestânga.

Avantajul principal îl constituie frânarea a două roțidispuse în diagonală în cazul defectării unui circuit.Sistemul este simplu din punct de vedere constructiv.

Dezavantajul acestei soluții se evidențiază in cazulautovehiculelor cu centrul de greutate deplasat sprepuntea față: în acest caz se obține o diferență mare deforță de frânare față – spate și, implicit, stânga – dreapta, ceea ce poate conduce la virareaautovehiculului.

HI(simbolizat HT înstandardul DIN

74000/1992)

Primul circuit frânează ambele punţi (faţă + spate), cel

de-al doilea circuit frânează în paralel doar puntea faţă.Avantajul principal îl constituie dublarea circuiteloraferente punții față, ceea ce permite o frânare eficientă,chiar și în cazul defectării circuitului 2.Dezavantajul acestei soluții se manifestă în cazulsupraîncălzirii unei roți față, ceea ce conduce lascoaterea din funcțiune a ambelor circuite.

LL

Primul circuit frânează puntea faţă și o roată a punţii

spate în timp ce de-al doilea circuit frânează în paraleldoar puntea faţă.

Avantajul acestei configurații rezultă din simetria sa:oricare dintre cele două circuite este scos din funcțiune,sistemul de frânare se comportă similar.

Dezavantajul acestei soluții se manifestă în cazulsupraîncălzirii unei roți față, ceea ce conduce lascoaterea din funcțiune a ambelor circuite.

HH

Este cel mai complex sistem, ambele circuite de frânareacţionând asupra celor patru roţi ale automobilului.Avantajul acestei soluții este de a realiza o redundanță afiecărui circuit astfel încât la defectarea unuia dintrecircuite, frânarea se realizează asupra tuturor roților.

Dezavantajul major al acestei soluții se manifestă încazul supraîncălzirii oricărei roți, ceea ce conduce lascoaterea din funcțiune a ambelor circuite.


19/154


20/154


20

1.7.3.1 Coeficientul de eficacitate a frâneiCoeficientul de eficacitate se determină ca raportul dintre efectul util de frânare și efortul

de acționare a elementului de fricțiune.

Datorită formei geometrice diferite, coeficientul de eficacitate al frânei se calculează curelații specifice frânei cu saboți, respectiv frânei disc.

1. Frâna cu saboțiPentru frâna cu saboți, coeficientul de eficacitate se determină cu relația:

F E

S = ,

unde: F – forța tangențială la suprafața de contact a tamburului cu saboții de frână, în N; S – forțade acționare asupra saboților, în N. Coeficientul de eficacitate a frânei este o mărime adimen-sională și înregistrează valorile prezentate în Tabelul 1.5.

Tabelul 1.4 Valorile coeficientului de eficacitate pentru frâna cu saboți

Tipul frânei E, -

Simplex cu deplasare egală a saboţilor 1.4...2,0

Simplex cu forţe egale de acţionare a saboţilor 1,5...2,5

Duplex 2,4...4,0

Servo 3,5...6,0

Fig. 1.7

Valoarea coeficientului deeficacitate depinde esențial devaloarea coeficientului de frânare,așa cum se ilustrează în Fig. 1.7[1.4].

Plaja extinsă de variație acoeficientului de frecare dintregarniturile de fricțiune și tambur acoperă gama situațiilor constructiveși funcționale (de exemplu, în cazulacoperirii suprafeței interioare a

tamburului cu apă, lichid de frână,lubrifiant, produse rezidualerezultate din uzura garniturilor defrână etc., coeficientul de frecare sediminuează considerabil).

2. Frâna discÎn cazul frânelor disc, coeficientul de eficacitate se definește ca raportul dintre momentul

de frânare, notat M f , și momentul creat de forța de apăsare a plăcuței de frână, calculat la razaexterioară a discului, notată r e:

f

e

M E S r = ⋅ .

0,10 0,2 0,3 0,4 0,5

2,5

5

7,5

10 E

1. Simplex cu deplasare egală a saboţilor 2. Simplex cu acţionare egală a saboţilor 3. Duplex4. Servo

1

2

3

4


21/154


21

În mod firesc, este de dorit adoptarea unei soluții constructive care să ofere un coeficientde eficacitate cu valori cât mai ridicate, simplificându-se astfel structura mecanismului deacționare a frânelor datorită diminuării forței necesare acționării frânei.

1.7.3.2 Sensibilitatea frânei

Acest criteriu de apreciere ia în considerație măsura în care se modifică eficacitatea frâneiodată cu modificarea valorii coeficientului de frecare dintre elementele de fricțiune.Coeficientul de sensibilitate a frânei se determină prin derivarea coeficientului de

eficacitate:d

d

E E ′ =

µ.

Pentru ilustrarea diferenței existente între cele două criterii de evaluare a frânelor, se prezintă în Fig. 1.8 modul de variație a coeficientului de eficacitate pentru sabotul primar,

Fig. 1.8

sabotul secundar și frâna disc,precum și modul de variație a

coeficientului de sensibilitatepentru aceleași tipuri de frâne.Se poate constata că

eficacitatea sabotului primarînregistrează cel mai ridicatcoeficient de eficacitate, dar șicea mai mare sensibilitate lavariația coeficientului defrecare.

La polul opus se aflăfrâna disc, coeficientul de

eficacitate fiind redus, dar șisensibilitatea la variațiilecoeficientului de frecare suntmici.

Din punct de vederefuncțional este preferabilăutilizarea unor frâne care să se

bucure de o stabilitate ridicată,ceea ce determină un grad marede predictibilitate în utilizare.

Dezavantajul necesității

unor forțe mari de acționare aelementelor de fricțiune încazul frânelor disc poate ficompensat de aplicarea unor

tehnologii corespunzătoare pentru realizarea servoasistării mecanismelor de acționare; înconsecință, utilizarea frânelor disc tinde să se generalizeze în cazul autovehiculelor cu greutateredusă, cel puțin pentru puntea față (autoturisme, autoutilitare, SUV etc.).

În cazul autovehiculelor cu masă mare (autocamioane, autobuze, autotrenuri etc.),necesitatea dezvoltării unor for țe de frecare mari determină utilizarea preponderentă a frânelor cusaboți.

0

1

2

3

4

5

6

7

8

0 0.2 0.4 0.6 0.8 1

Coeficientul de

eficacitate, E

Coeficientul de frecare,µ

Sabot primar

Sabot secundar

Frână disc

0

1

2

3

4

5

6

7

8

0 0.2 0.4 0.6 0.8 1

Coeficientul de

sensibilitate,E'

Coeficientul de frecare,µ

Sabot primar

Sabot secundar

Frână disc


22/154


22

1.7.4 Frâna cu tambur și saboți

Forțele care acționează asupra saboților realizează o presiune pe suprafața de contactdintre saboți și tambur; rezultantele acestor presiuni sunt forțe radiale care acționează asupratamburului.

1.7.4.1 Tipuri de saboți: sabotul primar, sabotul secundarCaracterizarea funcțională a acestui tip de frână impune determinarea momentului de

frânare în funcție de caracteristicile constructive și de forța cu care sunt acționați saboții.

Fig. 1.10

Se consideră schema de calcul prezentată în Fig. 1.10 care cuprind doisaboți identici dispuși simetric față de planulvertical de simetrie. De asemenea, pentru

simplitate se consideră că garniturile defricțiune sunt dispuse simetric față de planulorizontal de simetrie. Saboții sunt acționațicu forța orizontală S de către sistemul deacționare, direcția forței fiind orizontală și

plastă la distanța a de planul orizontal desimetrie; ca urmare a acțiunii forței S , înpunctele de articulare a saboților apar reacțiunile Q, iar reacțiunea tamburului s-anotat cu N . S-a admis ipoteza simplificatoarecă presiunea exercitată de garnitura defricțiune asupra tamburului este constantă.

Momentul de frânare generat de sabotul 1 are expresia următoare:

1 1 1 f t g t M F r N r = ⋅ = µ ⋅ ⋅ (1.12)

unde s-a notat cu gµ coeficientul de frecare din cupla de frecare garnitură de fricțiune – tambur;s-a admis că acest coeficient de frecare este constant.

Ecuația de echilibru al momentelor calculate în raport cu punctul de articulare O1 este:

1 1 0( ) 0S a c F e N k c⋅ + + ⋅ − ⋅ ⋅ = (1.13)

t r

e e1 yQ 2 yQ

1 xQ 2 xQ

c

a

β

S S

ω

2 N 1 N

1F

2F

2O

1O

Fig. 1.9

Caracteristicile constructive principaleale acestui tip de frână rezultă din Fig. 1.9. Înplus față de componentele prezentate în Fig.1.9., mai există mecanismul de reglar e a

jocului dintre saboți și tambur, precum și,pentru frânele roților spate, elementele deacționare a saboților pentru realizarea frânăriide parcare.

În cazul acestui tip de frână, cupla defricțiune este constituită de garniturilemontate pe sabot și suprafața interioară atamburului; rezultă că forma geometrică asuprafeței de contact în cupla de fricțiune estecilindrică.


23/154


23

în care s-a notat cu k 0 coeficientul care ținecont de unghiul la centru al garniturii, notatcu β.

Modul de variație al valoriicoeficientului k 0 în funcție de valoarea

unghiului β este prezentată în Fig. 1.11[1.4].

Din ecuația (1.13), ținând cont că:

1 1gF N = µ ⋅ ,

prin înlocuire, se poate determina expresiaforței normale de reacțiune a tamburuluiasupra sabotului, a forței tangențiale și, înfinal, a momentului de frânare pe sabotul 1:

160120804000,7

0,8

0,9

1,00k

[ ]β °

Fig. 1.11

1 0

10

10

;

;

.

g

gg

f g t g

a c N S

k c ea c

F S k c e

a c M S r

k c e

+= ⋅

⋅ − µ ⋅+

= ⋅µ⋅ − µ ⋅

+= ⋅µ ⋅ ⋅

⋅ − µ ⋅

(1.14)

Procedând analog și pentru sabotul 2, rezultă următoarele expresii:

20

20

20

;

.

g

gg

f g t g

a c N S

k c e

a cF S k c e

a c M S r

k c e

+= ⋅

⋅ + µ ⋅

+= ⋅µ⋅ + µ ⋅

+= ⋅µ ⋅ ⋅

⋅ + µ ⋅

(1.15)

Comparând expresiile de calcul pentru momentele de frânare generate de cei doi saboți se poate constata că, întotdeauna, există următoarea inegalitate:

1 2 f f M M > ,

cu alte cuvinte, eficiența sabotului 1 în a crea un moment de frânare este superioară. Din aceste

motive, sabotul 1 se numește sabot primar, iar sabotul 2 se numește sabot secundar. Ceea cedefinește din punct de vedere funcțional tipul de sabot (primar sau secundar) este sensul de rotireal tamburului (roții).

Reluând expresia momentului de frecare pentru sabotul primar:

10

f g t g

a c M S r

k c e

+= ⋅µ ⋅ ⋅

⋅ − µ ⋅,

se constată că, atunci când expresia de la numitor tinde către 0, momentul de frecare tinde sprevalori forte mari:

( )01

0lim

g f

k c e M

⋅ −µ ⋅ →= ∞ ,

adică se produce blocarea tamburului. Valoarea limită a coeficientului de frecare în cupla defricțiune pentru care apare blocarea este:


24/154


24

0limg

k c

e

⋅µ = ,

și depinde de caracteristicile constructive (geometrice) ale frânei; pentru evitarea blocării roții, serecomandă ca la proiectare să se respecte condiția:

lim0,75g gµ ≤ ⋅µ .

1.7.4.2 Tipuri de frâne cu saboțiTipurile de frâne cu saboți se diferențiază în funcție de:

• tipul saboților: frâne SIMPLEX – conțin un sabot primar și un sabot secundar; frâne DUPLEX – conțin doi saboți primari;

• modul de acționare a saboților: cu acționare mecanică;

cu acționare hidraulică (cilindri hidraulici); cu acționare electrică;• caracteristicile deplasărilor celor doi saboți:

cu deplasare egală, de exemplu prin acționarea cu ajutorul unei camerotitoare;

cu deplasare inegală, de exemplu prin acționarea cu cilindri hidraulici• tipul mișcării executate de sabot:

saboți articulați – execută o mișcare de rotație în jurul bolțului dearticulare;

saboți flotanți – execută o mișcare plană.

Adoptarea tipului de frână se realizează în scopul optimizării caracteristicilor

constructive și funcționale. Schemele principalelor tipuri de frâne cu saboți sunt prezentateschematic în Tabelul 1.5.

Tabelul 1.5 Schemele principalelor tipuri de frâne cu saboți

Tipul de frână Caracteristici func ționaleCu sabo ți articulați Cu sabo ți flotanți

Frâne SIMPLEX – cu deplasare egală a saboților

Eficacitate redusă

pentru ambele sensuride rotaţie aletamburului.

Stabilitate foarte bună Nu este echilibrată.


25/154


25

(continuare)

Tipul de frână Caracteristici func ționaleCu sabo ți articulați Cu sabo ți flotanți

Frâne SIMPLEX – forțe egale de acționare a saboților

Eficacitate mai ridicatăşi identică pentruambele sensuri derotaţie ale tamburului.

Stabilitate bună

Nu este echilibrată.

Uzură diferită agarniturilor de frecare.

Frâne DUPLEX

Eficacitate ridicată lamersul înainte şi redusăpentru mersul înapoi.

Stabilitate medie;regim identic deîncărcare a saboţilor.

Este echilibrată.

Frâne DUO-DUPLEX

Eficacitate ridicată şiidentică pentru ambelesensuri.

Stabilitate medie;regim identic deîncărcare a saboţilor.

Este echilibrată.


26/154


26

(continuare)

Tipul de frână Caracteristici func ționaleCu sabo ți articula ți Cu sabo ți flotanți

Frâne SERVO: uni-servo și duo-servo

Eficacitate foarte marela mersul înainte (uni-servo) şi identicăpentru ambele sensuri(duo-servo).

Stabilitate redusă;regim diferit deîncărcare a saboţilor.

Nu este echilibrată.

1.7.4.3 Elemente de calcul pentru frâna cu saboțiCalculul momentului de frânare al sabotului derulat în cadrul subcapitolului 1.7.4.1 s-a

bazat pe o serie de ipoteze sim plificatoare, dintre care, cea mai severă implică existența unei presiuni constante exercitate de sabot asupra tamburului. În realitate, presiunea este variabilă, iar poziția sabotului în raport cu axele de simetrie este subordonată unor constrângeri constructive.

1.7.4.3.1 Determinarea expresiei momentului de frânare în cazul general

Fig. 1.12

Schema de calcul almomentului de frânare în cazulgeneral (presiune variabilă) este

prezentată în Fig. 1.12. Garniturade fricțiune este aplicată petamburul frânei, având razainterioară notată r t . Garnitura defricțiune intră în contact pe unarc de cerc cu deschiderea totalăβ, situat între unghiul inițial α0 șiunghiul final α1.

Se consideră un arc decerc elementar cu raza r t șideschiderea unghiulară dα;

presiunea exercitată de garniturade fricțiune asupra sabotuluiconduce la apariția rezultantei d N orientată pe direcția bisectoareiunghiului care circumscrie arculelementar considerat.

Datorită frecării dintre tambur și garnitura de fricțiune, ia naștere forța tangențialăelementară dT .

α 0α

1α β

dαd N

dT

ω

t r


27/154


27

Dacă se notează cu b lățimea garniturii de frână, expresia forței normale elementare este:

d dt N p b r = ⋅ ⋅ ⋅ α ,

în care s-a notat cu p presiunea exercitată de garnitura de fricțiune asupra tamburului; în cazulgeneral, presiunea este variabilă în funcție de unghiul α: ( ) p p= α .

Expresia de calcul a forței tangențiale elementare este:T d dg g t d N p b r = µ ⋅ = µ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ α , (1.16)

unde s-a notat cu gµ coeficientul de frecare din cupla de fricțiune formată de garnitura defricțiune și tambur.

Momentul de frecare elementar care ia naștere are următoarea expresie:2d d d f t g t M r T p b r = ⋅ = µ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ α .

Momentul total de frecare care acționează asupra sabotului se obține prin integrare:1

0

2

d f g t M b r p

α

α= µ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ α∫ . (1.17)Forța normală elementară d N se poate descompune în două componente paralele cu axele

de simetrie orizontală (x), respectiv verticală (y):

d d sin sin d

d d cos cos d x t

y t

N N p b r

N N p b r

= ⋅ α = ⋅ ⋅ ⋅ α ⋅ α = ⋅ α = ⋅ ⋅ ⋅ α ⋅ α

.

Componentele forței normale rezultă prin integrare:1

0

1

0

sin d

cos d

x t

y t

N b r p

N b r p

α

αα

α

= ⋅ ⋅ ⋅ α α

= ⋅ ⋅ ⋅ α α

∫

∫ (1.18)

Rezultanta, notată N va avea mărimea:2 2

x y N N N = + , (1.19)

iar direcția este înclinată cu unghiul λ față de axa orizontală:1

0

1

0

cos d

tgsin d

y

x

p N

N p

α

α

α

α

⋅ α α

λ = =⋅ α α

∫

∫ . (1.20)

Este convenabilă exprimarea momentului de frecare în funcție de o rază convențională, notată ρ:

1,2 1,2 1,2 f M N = µ ⋅ ⋅ρ , (1.21)

în care indicele 1,2 indică calculul diferențiat pentru fiecare dintre cei doi saboți.

Rezultă relația de calcul a razei convenționale ρ:1

0

2

2 2

t

f

x y

b r p d M

N N N

α

α

⋅ ⋅ ⋅ α

ρ = =µ ⋅ +

∫ . (1.22)


28/154


28

Dacă se cunoaște distribuția presiunii p(α), atunci derularea calculelor presupuneurmătoarele etape:

• determinarea componentelor forței normale, cu ajutorul relației (1.18);• calculul forței normale, N 1, utilizând relația (1.19);• calculul razei convenționale, ρ1, prin utilizarea relației (1.22);• calculul momentului de frecare al sabotului, M f 1, prin utilizarea relației (1.21);• reluarea calculelor de la etapele de mai sus pentru al doilea sabot, păstrând

aceeași origine a măsurării unghiului curent α, rezultând momentul de frecare alsabotului 2, notat M f 2;

• se calculează momentul de frânare ca sumă a momentelor de frecare generate decei doi saboți:

1 2 f f f M M M = + (1.23)

Se subliniază necesitatea efectuării calculelor separat pentru cei doi saboți datorită unor distribuții diferite ale presiunii care acționează asupra garniturii de fricțiune și, uneori, a

poziționării diferite a acestora față de axa verticală.Cunoașterea distribuției presiunii sub forma unei expresii analitice p(α) este esențială

pentru derularea calculului momentului de frânare; se remarcă faptul că presiunea exercitată degarnitura de fricțiune asupra tamburului este rezultatul aplicării forței S asupra sabotului.

1.7.4.3.2 Determinarea expresiei momentului de frânare în cazul distribuțieisinusoidale

Fig. 1.13

Majoritatea lucrărilor de specialitateindică faptul că presiunea exercitată desabot asupra tamburului respectă o lege

sinusoidală de distribuție [1.11]; formagenerală a acestei distribuții esteurmătoarea (Fig. 1.13):

max

max

sinsin

p p = ⋅ ϕ

α,

unde s-a notat cu ϕ unghiul curent alsecțiunii considerate, iar cu αmax s-a notatunghiul secțiunii în care presiunea atingevaloarea maximă, notată cu pmax.

Se remarcă faptul că presiuneadevine nulă la capătul garniturii defricțiune situat spre punctul de ancorare asabotului.

Pentru determinarea relațiilor de calcul care permit determinarea momentului de frecare,se consideră schema de calcul prezentată în Fig. 1.14. Sabotul este acționat de forța S avânddirecția paralelă cu axa orizontală x-x și fiind plasată la distanța a de aceasta.

Axa bolțului de articulare a sabotului este amplasată la distanțele notate cu c și e față deaxa x-x, respectiv y-y.

La un unghi curent notat cu ϕ, se consideră o suprafață elementară cu dimensiunile b (cu

b s-a notat lățimea garniturii de fricțiune) și dt r ⋅ ϕ .

maxα

ω

y

max p

y

xx

S

ϕ

p


29/154


29

Fig. 1.14

Presiunea exercitată de garnitura de fricțiune generează o rezultantă:

max

max

d d sin dsint t

p N p b r b r = ⋅ ⋅ ⋅ ϕ = ⋅ ⋅ ⋅ ϕ ⋅ ϕ

α. (1.24)

În raport cu bolțul de articulare a sabotului, forța normală elementară produce un momentelementar:

2max1 1

max

d =d r sin sin dsin N t

p M N b r r ⋅ ⋅ ϕ = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ϕ ⋅ ϕ

α, (1.25)

în care s-a notat cu r 1 raza la care este dispusă axa bolțului de articulare a sabotului:2 2

1r c e= + .

Momentul generat de forțele normale se determină prin integrare:1 1

0 0

2 2max max1 1

max max

= sin d sin dsin sin

N t t

p p M b r r b r r

α α

α α

⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ϕ ⋅ ϕ = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ϕ ⋅ ϕα α∫ ∫

.

Pentru rezolvarea integralei, se utilizează următoarea formulă din trigonometrie:

2 1 cos2sin2

− αα = .

Rezultă prin integrare:1

0

max1

max

sin2M =

sin 2 4 N t p

b r r α

α

ϕ ϕ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ − α

și, în final:

ϕ0α

1α β

dαd N

dT

ω

t r

S

a

c

y

e

y

x x


30/154


30

max 1 01

max

sin 2 sin 2=

sin 2 4 N t p

M b r r β α − α ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ − α

, (1.26)

în care s-a ținut cont că 1 0β = α − α .

Pe suprafața elementară considerată, datorită rotirii tamburului, for ța normală dă naștere

unei forțe de frecare având direcția perpendiculară pe forța normală (direcție tangențială):d dgT N = µ ⋅

unde s-a notat cu gµ coeficientul de frecare dintre garnitura de fricțiune și tambur. Distanța de la

axa bolțului de articulare a sabotului la direcția forței tangențiale este ( )1 cost r r − ⋅ ϕ .

Rezultă expresia momentului elementar generat de for ța tangențială în raport cu axabolțului de articulare a sabotului:

( ) ( )max1 1max

d = d cos sin cos sin dsinT g t t t

p M N r r b r r r µ ⋅ ⋅ − ⋅ ϕ ⋅ ϕ = ⋅ ⋅ ⋅ − ⋅ ϕ ⋅ ϕ ⋅ ϕ

α. (1.27)

Prin integrarea ecuației (1.27) se obține succesiv:

( ) ( )1 1

0 0

max max1 1

max max

= cos sin d sin sin cos dsin sinT t t t t

p p M b r r r b r r r

α α

α α

⋅ ⋅ ⋅ − ⋅ ϕ ⋅ ϕ ⋅ ϕ = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ ϕ − ⋅ ϕ ⋅ ϕ ⋅ ϕα α∫ ∫ ,

( )1

0

2max 1

max

sin= cos

sin 2T t t p r

M b r r

α

α

⋅ ϕ⋅ ⋅ ⋅ − ⋅ ϕ − α

,

și, în final:

( ) ( )2 21 1 0max

2 0

max

sin sin= cos cos

sin 2T g t t

r p M b r r

⋅ α − α⋅µ ⋅ ⋅ ⋅ − ⋅ β − β −

α . (1.28)

Ecuația de echilibru a sabotului scrisă în raport cu axa de rotire a acestuia este:

( ) 0 N T S a c M M ⋅ + + + = . (1.29)

Examinând relațiile (1.26) și (1.28) rezultă că aplicarea relației (1.29) presupunecunoașterea legii de distribuție a presiunii. Cercetările teoretice și experimentale au demonstratcă se poate admite că maximul presiunii se produce la unghiul max 90α = ° [1.11]. În consecință,

în condițiile impunerii valorii forței de acționare a sabotului, rezultă că relația (1.29) reprezintă oecuație având necunoscuta pmax.

Ținând cont de sensul forței tangențiale care acționează, pentru cele două tipuri de saboți,

relația (1.29) se poate scrie sub forma:( ) N T S a c M M ⋅ + = ± ,

unde semnul + se utilizează pentru sabotul primar, iar semnul – se utilizează pentru sabotulsecundar.

Utilizând relațiile (1.26) și (1.28) se obține:

( )

( ) ( )

1 0max 1

2 21 1 0

2 0

sin 2 sin 2

2 4

sin sincos cos

2

t

g t t

S a c p b r r

r r r

β α − α ⋅ + = ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ − ± ⋅ α − α

±µ ⋅ ⋅ − ⋅ β − β −


31/154


31

de unde:

( )

( ) ( )

max 2 21 1 01 0

1 2 1

sin sinsin 2 sin 2cos cos

2 4 2t g t t

S a c p

r b r r r r

⋅ +=

⋅ α − αβ α − α ⋅ ⋅ − ± µ ⋅ ⋅ − ⋅ β − β −

.(1.30)

Determinarea valorii presiunii maxime permite determinarea în continuare a momentuluide frânare generat de sabot (primar sau secundar):

( )1 1 1

0 0 0

2, max , max ,d sin d sin dFp s g t g t p s t g t p s M r N r p b r r b p

α α α

α α α

= µ ⋅ ⋅ = µ ⋅ ⋅ ⋅ ϕ ⋅ ⋅ ⋅ ϕ = µ ⋅ ⋅ ⋅ ϕ ⋅ ϕ∫ ∫ ∫ .

Prin rezolvarea integralei, se obține:

( )2, max , 0 1cos cosFp s g t p s M r b p= µ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ α − α . (1.31)

Momentul total de frânare se obține imediat prin însumarea momentelor de frânaregenerate de cei doi saboți:

( ) ( )2 0 1 max maxcos cosF Fp Fs g t p s M M M r b p p= + = µ ⋅ ⋅ ⋅ α − α ⋅ +

Prin utilizarea relațiilor (1.18), (1.19) și (1.20) se poate determina valoarea și direcțiaforței normale, ceea ce permite, în continuare, determinarea reacțiunilor în punctul de articulare asabotului prin aplicarea ecuațiilor de echilibru al forțelor pe direcțiile x-x și y-y.

Exemplu de calcul pentru momentul de frecare în cazul distribuției sinusoidale apresiunii

Se consideră frâna de tip simplex cu acționare cu forță egală a saboților.

Date de intrare:

0,120a = m; 0,03 mb = ; 0,124c = m; 0,020e = m; 0,144t r = m.

Să se determine coeficientul de eficacitate al saboților și al frânei, precum și sensibilitateaacestora.

Rezultă: 2 2 2 21 0,124 0,020 0,126r c e= + = + = m

0 18,5 0,322886 radα = ° = ; 1 165 2,879793 radβ = ° = .

Rezultă: 0 1 2,556907β = α − α = rad.

Relația (1.26), pentru maxsin 1α = se poate scrie sub următoarea formă:

1 0max 1 max

sin 2 sin 2=2 4 N t

M p b r r p Aβ α − α ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ − = ⋅ ,

în care s-a notat 1 01sin 2 sin 2

=2 4t

A b r r β α − α ⋅ ⋅ ⋅ −

.

Similar, din relația (1.28) rezultă:

( ) ( )2 21 1 0

max 2 0 max

sin sin= cos cos

2T g t t r

M p b r r p B ⋅ α − α

⋅µ ⋅ ⋅ ⋅ − ⋅ β − β − = ⋅

,

unde s-a utilizat notația:


32/154


32

( ) ( )2 21 1 0

2 0

sin sin= cos cos

2g t t r

B b r r ⋅ α − α

µ ⋅ ⋅ ⋅ − ⋅ β − β −

.

Rezultă că relația (1.30) devine:

( )max S a c p A B⋅ += ±Particularizând pentru cei doi saboți, se obțin relațiile de calcul pentru presiunea maximă

în cazul sabotului primar, respectiv, secundar:

( ) ( )max, max,sec; primar undar

S a c S a c p p

A B A B

⋅ + ⋅ += =

− +.

Momentul de frânare se determină cu relația (1.31) aplicată pentru fiecare sabot:

( )

( )

2max, 0 1

2sec max,sec 0 1

cos cos ;

cos cos

Fprimar g t primar

F undar g t undar

M r b p

M r b p

= µ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ α − α

= µ ⋅ ⋅ ⋅ ⋅ α − α.

În final se determină valorile coeficientului de eficacitate pentru cei doi saboți:

;Fprimar Fsecundar primar secundar t t

M M E E

S r S r = =

⋅ ⋅.

Momentul total de frânare pe care îl poate dezvolta frâna atunci când saboții suntacționați cu forța S este dat de relația:

F Fprimar Fsecundar M M M = + .

Deoarece momentul total de frânare și coeficienții de eficacitate depind de valoareacoeficientului de frecare, calculele se execută tabelat (de exemplu în Microsoft Excel).

Rezultatele sunt prezentate în tabelul de mai jos.

gµ 0,05 0,10 0,15 0,20 0,25 0,30 0,35 0,40 0,45 A, m 8,432 E-04

B, m26,318

E-05

1,264

E-04

1,895

E-04

2,527

E-04

3,159

E-04

3,791

E-04

4,423

E-04

5,054

E-04

5,686

E-04

max p p ,Pa 312831 340404 373308 413254 462774 525776 608637 722501 888772

max p p ,kPa 312,8 340,4 373,3 413,3 462,8 525,8 608,6 722,5 888,8

max s p ,Pa 269216 251672 236275 222653 210516 199634 189822 180929 172832

max s p ,kPa 269,2 251,7 236,3 222,7 210,5 199,6 189,8 180,9 172,8

Fp M , Nm 18,6 40,5 66,7 98,4 137,8 187,8 253,7 344,1 476,3

pE , - 0,1293 0,2815 0,4631 0,6835 0,9567 1,3044 1,7616 2,3899 3,3074

Fs M , Nm 16,0 32,1 48,1 64,1 80,1 96,2 112,2 128,2 144,3

sE , - 0,1113 0,2226 0,3339 0,4453 0,5566 0,6679 0,7792 0,8905 1,0018

F M , Nm 34,7 72,6 114,8 162,5 217,9 284,0 365,9 472,4 620,5

E , - 0,2406 0,5041 0,7970 1,1287 1,5133 1,9722 2,5408 3,2804 4,3092


33/154


33

Pentru apreciereamodului în care se modificăcoeficientul de eficacitate alsaboților și al frânei, s-atrasat graficul din Fig. 1.15,

utilizând rezultatele obți-nute prin calcul.

În cazul proiectării,graficul permite determi-narea coeficientului deeficacitate al frânei înfuncție de coeficientul defrecare al materialuluiadoptat. Fig. 1.15

Calculul tabelar permite determinarea prin derivare numerică a sensibilității saboților și a

frânei, rezultatele fiind prezentate în Fig. 1.16.

Fig. 1.16

1.7.4.3.3 Verificarea frânelor

Verificarea frânelor are drept scop să se concluzioneze asupra func ționării în condițiicorespunzătoare a acestora, adică să nu se producă uzuri intense sau încălziri excesive.

A. Verificarea presiunii medii a sabotuluiO presiune excesivă a sabotului asupra tamburului generează intensificarea proceselor de

frânare, dar conduce și la degajarea intensă de căldură. Solicitările mecanice și termice intenseconduc la uzura rapidă a garniturilor de fricțiune, sau chiar la apariția de crăpături sau smulgeride material, ceea ce compromite grav funcționarea frânei. Presiunea medie exercitată de sabotasupra tamburului se determină cu relația următoare:

0 2 f

g t

M p

b r =

µ ⋅ ⋅ ⋅β. (1.32)

0

0.5

1

1.5

22.5

3

3.5

4

4.5

5

0 0.1 0.2 0.3 0.4

coeficientul de frecare, µg

E total

E primar

E secundar

0

24

6

8

10

12

14

16

18

20

0 0.1 0.2 0.3 0.4

coeficientul de frecare,µg

E'total

E'primar

E'secundar


34/154


34

Această valoare se compară cu recomandările producătorului materialului garniturii defricțiune sau saboților. În absența unor astfel de date, se poate considera că saboții funcționeazăcorespunzător dacă este respectată condiția [1.4]:

0 200kPa p < .

B. Verificarea lucrului mecanic specific de frânareEnergia cinetică a autovehiculului aflat în deplasare este transformată de frâne în lucrumecanic degajat sub f ormă de căldură.

Considerând că autovehiculul are viteza inițială V (V exprimată în km/h, v exprimată înm/s) și este frânat până la imobilizare, lucrul mecanic este dat de relațiile:

2 2

;2 2

a aF c

M v G v L E

g

⋅ ⋅= = =

⋅2 2 2

2,

2 3,6 25,92 26a a a

F c

M V G V G V L E

g g

⋅ ⋅ ⋅= = = ≈

⋅ ⋅ ⋅ în care: v – viteza autovehiculului, în m/s; V – viteza autovehiculului, în km/h; M a – masaautovehiculului, în kg; Ga – greutatea autovehiculului, în N; g =9,81 m/s2.

Lucrul mecanic specific de frânare se determină prin raportarea lucrului mecanic defrânare la suma tuturor suprafețelor de frânare, notată f A∑ :

2

;2

asp

f

G v L

g A

⋅=

⋅ ⋅∑2

26a

sf f

G V L

g A

⋅=

⋅ ⋅∑.

Acest criteriu trebuie utilizat pentru compararea sistemului de frânare verificat cu

realizări similare pentru aceeași categorie de autovehicul, masă apropriată și structură identică atipurilor de frâne (frâne disc, frâne cu saboți și tambur). În absența unor date de referință, pentrufrânarea până la imobilizare, se recomandă următoarele valori cuprinse în Tabelul 1.12.

Tabelul 1.6 Valori limită recomandate pentru lucrul mecanic specific

Tipul autovehicululuiViteza inițială de frânare

până la oprire, km/hLucrul mecanic specific,

kJ/m2

Autoturisme

30 500…1000

V max 4000…1500

Autocamioane30 1000…2000

V max 3000…7000

C. Verificarea puterii specifice de frânarePuterea de frânare pentru frânarea autovehiculului până la imobilizare este dată de relația:

maxa

f

GP a v

g= ⋅ ⋅ ,

unde: a f – accelerația medie de frânare, în m/s2; vmax – viteza maximă a autovehiculului, în m/s.


35/154


35

Puterea specifică se calculează pentru fiecare punte în parte:

maxa

sp f f

GP a v

g A= ⋅ ⋅

⋅∑unde f A∑ reprezintă aria totală a garniturilor de frânare ale unei pun ți, în m2; se recomandă

3,40...5,40spP ≤ MW/m2 [1.4].

D. Verificarea încărcării specifice a garniturii de fricțiuneLa nivel intuitiv, sporirea masei autovehiculului determină creșterea proporțională a

lucrului mecanic de frânare pentru a cărui generare și transformare în căldură se impunemajorarea suprafeței garniturilor de fricțiune.

Rezultă ca fiind rațională utilizarea pentru analiză comparativă și pentru verificare aîncărcării specifice a garniturilor de fricțiune, calculată cu relația:

a

sp f

M

q A= ∑ .Se recomandă valorile maxime prezentate în Tabelul 1.12.

Tabelul 1.7 Valori limită recomandate pentru încărcătura specifică a garniturilor de fricțiune

Categoria de autovehicul qsp, tone/m

autoturisme 12…25

camioane ușoare și mijlocii 20…35

camioane grele și foarte grele 40…50

autobuze 30

E. Verificarea la încălzireAșa cum s-a menționat anterior, frânele au rolul de a transforma energia autovehiculului

în căldură prin procesul de frecare, precum și de a disipa această cantitate de căldură. Există ogamă foarte diversă de situații ale deplasării autovehiculului care impun utilizarea frânelor.Calculele de verificare la încălzire ale frânelor se execută cu scopul de a determina îndeplinireaunor condiții restrictive legate de temperatura limită acceptabilă pentru tambur și saboți.

Un calcul riguros al procesului de încălzire frânelor presupune luarea în considerare acaracterului nestaționar al proceselor termice, ceea ce impune utilizarea unor metode avansate de

calcul. Pentru estimarea unor valori ale temperaturii elementelor frânei la sfârșitul perioadei defrânare și utilizarea acestor valori estimate în calculele preliminare de analiză a corectitudiniiadoptării unor parametri constructivi, se prezintă în continuare o metodă simplificată de calcul.

Se consideră ca fiind relevante două situații caracteristice de frânare:• frânarea de scurtă durată având ca obiectiv imobilizarea autovehiculului care se

deplasează pe un drum orizontal cu o anumită viteză inițială (frânarea în timpscurt pentru imobilizare);

• frânarea de lungă durată având ca obiectiv menținerea constantă a vitezeiautovehiculului pe timpul deplasării pe o pantă lungă (frânarea pe timp lung).

Diferența esențială dintre cele două situații de executare a frânării constă în existențatimpului necesar pentru ca temperatura la exteriorul tamburului să crească suficient de multastfel încât procesul de disipare a căldurii prin convecție să ajungă la o pondere semnificativă.Pentru frânarea de scurtă durată, se poate admite ipoteza că întreaga cantitate de căldură degajată


36/154


36

în procesul de frecare se înmagazinează în saboți și în tambur, conducând la creștereatemperaturii acestora.

O primă etapă de calcul are drept scop determinarea puterii de frânare care revine uneiroți.

E.1. Calculul puterii de frânare

Se consideră un autovehicul care se deplasează pe o pantă înclinată cu unghiul α și areviteza v0.Autovehiculul posedă energia E t compusă din energia sa cinetică și din energia sa

potențială:

t c pE E E = + .

În calculul energiei cinetice a autovehiculului, pe timpul frânării, trebuie luate înconsiderare următoarele aspecte:

1. Masele aflate în mișcare de rotație acumulează o energie cinetică proprie; cuantumulacestei energii cinetice se ia în considerare prin coeficientul de influență a maselor înmișcare de rotație δ. Dacă nu se dispune de valori precise ale coeficientului de

influență a maselor în mișcare de rotație, pentru calculul puterii de frânare, se potutiliza valorile prezentate în Tabelul 1.8 [1.9].

Tabelul 1.8 Valori recomandate pentru coeficientul de influență al maselor în mișcare de rotație

Tipul de autovehicul

Coeficientul de influență al maselor în mișcare de rotație

primele trepte aleschimbătorului de viteze

treptele superioare aleschimbătorului de viteze

Autoturisme 1,30…1,50 1,05…1,15

Camioane 1,25…1,60 1,03…1,06

2. Pe timpul frânării se intensifică procesul de patinare a roții; acest proces este luate înconsiderare prin alunecarea relativă la frânare, notată arf .

Notând cu M a masa autovehiculului, rezultă:2

2a

t a

M vE M g h

δ ⋅ ⋅= + ⋅ ⋅ . (1.33)

Puterea de frânare se constituie ca un flux disipativ de energie și se determină prinderivarea energiei totale a autovehiculului:

2d d

d d 2

at a

M vP E M g h

t t

δ ⋅ ⋅= = + ⋅ ⋅

;

d d

d da aP M v v M g h

t t = δ ⋅ ⋅ ⋅ + ⋅ ⋅ . (1.34)

Analizând termenii relației (1.34) se poate constata că:• derivata vitezei în raport cu timpul reprezintă valoare decelerației autovehiculului,

notată cu d ;• derivata înălțimii h se poate pune în corelație cu spațiul parcurs de autovehicul ,

notat cu x:

( )d d d

sin sin sin

d d d

h x x v

t t t

= ⋅ α = α ⋅ = ⋅ α .

Având în vedere aspectele menționate mai sus, relația (1.34) dev

Manual SFDS 12 Vers 2

Documents

Transcript of Manual SFDS 12 Vers 2