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2 1. Teoria del rapporto di frenatura Sistemi di controllo dei freni Energia cinetica del veicolo e peso frenato medio Modello di attrito Impianto frenante idraulico Principio idraulico Dinamica della frenata Introduzione In generale vale quanto segue: Carico per asse Carichi statici per asse Carichi dinamici per asse Rapporto di frenatura Parabola ideale della distribuzione delle forze tangenziali Distribuzione delle forze di frenatura applicate Fattore di distribuzione delle forze di frenatura Curve del rapporto di frenatura costante Curve del coefficiente di aderenza costante Coefficiente di aderenza per le ruote posteriori Coefficiente di aderenza per le ruote anteriori Caratteristiche di frenatura di un veicolo Parabola di distribuzione delle forze di frenatura Rapporto di frenatura critico Asse posteriore sulla soglia dell'immobilizzo Sistemi di controllo dei freni In generale Principali componenti di un impianto frenante a doppio circuito Impianti frenanti Ripartizione dei tipi di circuiti frenanti Impianto frenante a circuito singolo Ripartizione diagonale Ripartizione asse anteriore/asse posteriore Ripartizione "LL" Ripartizione "HT" Vaschetta del liquido freni I

3 3. Cilindro maestro Cilindro a circuito singolo Cilindro maestro a doppio circuito Ripartizione del circuito frenante in congiunzione con i diversi tipi di cilindro maestro Cilindro maestro senza stadi Cilindro maestro a stadi Componenti del circuito maestro a doppio circuito Funzione della molla prigioniera del pistone Funzione del cilindro maestro con porta di compensazione Posizione di riposo Processo di frenatura Processo di scarico Valvola centrale Valvola centrale nel circuito secondario Montaggio della valvola centrale in entrambi i circuiti del cilindro maestro Funzione del cilindro maestro con valvola centrale Posizione di riposo Processo di frenatura Processo di scarico Sviluppo della valvola centrale Primo stadio di sviluppo (Fig.44) Valvola HP (Fig.45) Valvola TC (Fig.46) Cilindro micro-maestro Funzione del cilindro micro-maestro Design dei cilindri maestro Caratteristiche dei diversi tipi Cilindro maestro - Sintesi dei tipi II

4 4. Servofreno Servocomando a depressione Servocomandi idraulici Spiegazione dei termini legati alla pressione Vuoto, pressione assoluta Sottopressione Sovrapressione Generazione di pressione nel motore Alimentazione di vuoto nelle automobili Minimo Accelerazione a fondo Decelerazione Valvola di non ritorno Esempio d'installazione nel vano motore Servofreno di TRW Layout di un servofreno a doppia camera di TRW Trasmissione di un servofreno Definizione della trasmissione Punto di controllo (punto di Knee) Funzione del servofreno Freni isolati a motore in marcia Freni serrati Funzionamento fino al punto di controllo Regolazione Punto di controllo Rilascio Layout di un servofreno a 4 camere Posizione di rilascio a motore in marcia Punto di controllo Servofreno DualRate Descrizione Servofreno DualRate e servofreno standard a confronto Unità di controllo DualRate Cartuccia DualRate Impostazione del controllo fino al primo punto di rottura DualRate Il primo punto di rottura DualRate è raggiunto Il secondo punto di rottura DualRate è raggiunto III

5 6.7 Servofreno a corsa lunga Concetto Considerazione teorica Rigidità del sistema Adattamento delle prestazioni Rapporto della trasmissione del pedale Sistemi a corsa lunga Comparazione grafica di versioni di servofreno a corsa lunga e in tandem di pari capacità Assistenza Meccanica alla Frenata (MBA) Descrizione della funzione Specifiche Criteri di attivazione Velocità d'applicazione Forza d'applicazione minima Criteri di disattivazione Curva della pressione di frenatura con e senza MBA Componenti dell'mba Posizioni dell'unità di controllo Posizione di rilascio senza vuoto Posizione di rilascio con vuoto Applicazione lenta (avvio d'applicazione), MBA non attivato Applicazione rapida (MBA attivato) Fase di trattenuta dell'mba Azionamento mediante la pressione del punto di controllo Transizione: Fase di mantenimento--> disattivazione Disattivazione dell'mba - fase Disattivazione dell'mba - fase Azionamento a controllo elettronico Catena di effetti in un impianto frenante d'automobile Generazione di pressione mediante servofreno attivo Componenti del sistema ECA Funzione di base del servofreno Servofreno ECA Componenti principali del sistema ECA Sensore di spostamento del diaframma Interruttore di rilascio Pistone a depressione elettrico Unità di Controllo Elettronico (ECA) Funzione: IV

6 7. Tubi flessibili del freno di TRW Layout Distribuzione delle forze di frenatura Sistemi di controllo della pressione di frenatura Curva caratteristica del limitatore della pressione di frenatura Curva caratteristica del riduttore della pressione di frenatura Riduttore della pressione di frenatura con pressione di commutazione fissa Funzione, fase a: Funzione, fase b: Funzione, fase c: Posizione rilasciata Riduttore della pressione di frenatura con punto di commutazione regolabile dipendente dal carico Riduttore della pressione di frenatura con pressione di commutazione dipendente dalla decelerazione (valvola G) Layout Funzione Cilindro di comando del freno ruota PCRVi Liquido freni di TRW Fondamentalmente Requisiti Che effetto ha l'acqua sul liquido freni? Cambio del liquido freni Sintesi Miscibilità del liquido freni Punto di ebollizione secco/formazione di bolle di vapore Punto di ebollizione in umido Capacità di lubrificazione Protezione anti-corrosione Viscosità/fluidità Comprimibilità Formazione di schiuma Compatibilità con le guarnizioni Suggerimenti utili per il conducente V

7 10. Assistenza tecnica Cilindro maestro Prova funzionale Uso degli stringitubo Sostituzione del cilindro maestro Servofreno Controllo semplificato del servofreno sotto pressione Liquido freni nel servofreno Note sul montaggio dei tubi del vuoto Pezzi di ricambio Verifica dei sistemi di controllo della pressione di frenatura Assistenza Meccanica alla Frenata (MBA) Descrizione della prova Valutazione della funzione di assistenza alla frenata Riduttore della pressione di frenatura (valvola G) Tubi flessibili del freno Istruzioni d'installazione Coppie di serraggio: VI

8 Teoria del rapporto di frenatura Sistemi di controllo dei freni 1. Teoria del rapporto di frenatura 1.1 Sistemi di controllo dei freni a - accelerazione b - frenata c - guida a velocità costante Fig Energia cinetica del veicolo e peso frenato medio Un veicolo in movimento ha una certa forza viva, chiamata energia cinetica, la cui intensità dipende dalla massa e dalla velocità del veicolo. Tale energia è creata dalla potenza del motore del veicolo. Per esempio: un'automobile di classe media che usa la massima potenza motore di 100 kw è in grado di raggiungere una velocità di 100 km all'ora (v = 100 km/h) in circa 10 secondi. Una volta terminato il processo d'accelerazione (fase a, fig. 1) e raggiunta tale velocità si ha una condizione d'equilibrio (velocità di crociera normale) (fase c) dove il veicolo viene ad avere energia cinetica. mv 2 W kin =

9 Teoria del rapporto di frenatura Sistemi di controllo dei freni Per portare il veicolo da tale velocità all'arresto nel tempo più rapido possibile (su un buon piano stradale) (fase b, Fig.1) l'impianto frenante deve esercitare una certa potenza, decisamente superiore alla potenza motore. Ciò significa che rispetto al tempo d'accelerazione l'energia cinetica deve essere dissipata in un lasso di tempo relativamente più breve (fase a). Il peso frenato medio di un veicolo è determinato da: P = W kin t dove t (fase b, Fig.1) è esclusivamente il tempo di frenatura effettivo (escluso tempo di reazione e tempo di risposta dell'impianto frenante). Poiché le leggi della fisica (prima legge della termodinamica ) dettano che l'energia non può essere persa, l'energia cinetica deve essere convertita nel processo di frenatura. La maggior parte dei moderni veicoli stradali montano i cosiddetti freni ad attrito. Tale tipo di freno lavora mediante l'attrito tra i dischi/tamburi freno e le pastiglie/i ceppi freno che converte l'energia cinetica in energia termica. a - accelerazione b - frenata Fig.2 2

10 Teoria del rapporto di frenatura Modello di attrito 1.2 Modello di attrito Un corpo (Fig.3) giace su una superficie piana premendo con una certa forza sulla stessa. L'intensità o il peso W di tale forza è equivalente al prodotto della massa m e alla forza gravitazionale (la spinta gravitazionale della Terra) g: W = mg W - peso F R - forza d'attrito Fig.3 μ - coefficiente di aderenza Affinché il corpo possa scorrere deve essere abbattuto l'attrito tra questi e la superficie sottostante. L'attrito è la forza di azionamento nell'area di contatto di corpi accostati che muovendosi premono l'uno contro l'altro: la cosiddetta forza d'attrito F R. Il valore della forza d'attrito è proporzionale al peso, dove il fattore proporzionale, o il coefficiente di aderenza, dipende dall'accoppiamento di materiale dei materiali che sfregano l'uno contro l'altro. μ W F R W μ La Legge di Coulomb definisce la relazione tra la forza d'attrito, il peso e il coefficiente di aderenza : F R = μg 3

11 Teoria del rapporto di frenatura Impianto frenante idraulico 1.3 Impianto frenante idraulico L'impianto frenante idraulico è un sistema a circuito chiuso che funziona sulla base della Legge di Pascal. La Legge di Pascal afferma che: "la pressione applicata a un fluido contenuto in un recipiente si trasmette in ugual misura a tutte le direzioni" Premendo il pedale del freno (Fig.4), mediante l'azionamento del cilindro maestro viene applicata pressione sul liquido (liquido freni) contenuto nella vaschetta. Tale pressione viene quindi trasmessa in modo uniforme tramite i tubi/i tubi flessibili dei freni ai cilindri di comando dei freni ruota (freni a tamburo o a disco). Fig.4 F F - forza esercitata dal piede del conducente F SP - forza di tensione F B - forza di frenatura I cilindri di comando della ruota esercitano una forza di tensione F SP (equivalente al peso nel modello di attrito ), che preme le pastiglie/i ceppi freno contro i dischi freno rotanti/tamburi. W Tra le pastiglie/i ceppi freno e i dischi/tamburi freno viene creato un attrito che comporta il rallentamento della velocità di rotazione della ruota, oltre che il rallentamento della velocità del veicolo a causa della forza d'attrito che si crea tra la ruota e il piano stradale. Questo fenomeno viene chiamato F B forza di frenatura. 4

12 Teoria del rapporto di frenatura Impianto frenante idraulico Principio idraulico Il principio idraulico (Fig.5) spiega la relazione tra il diametro del cilindro, lo spostamento del pistone e le conseguenti forze create in un circuito chiuso. Una forza lieve applicata a un pistone piccolo genera una pressione che, applicata a un pistone grande, elabora una forza di portata elevata. Tuttavia la corsa del pistone piccolo nello spostare quello grande è maggiore di quella del pistone grande. Cilindro maestro Cilindro di comando del freno ruota Fig.5 Questi due termini possono essere espressi nelle seguenti equazioni: F = P, P A A 2 = F 2 1 A 2 S 1 = S A 1 P - pressione F1,F2 - forze A1,A2 - aree dei pistoni S1,S2 - spostamenti dei pistoni (corse) 5

13 Teoria del rapporto di frenatura Dinamica della frenata 1.4 Dinamica della frenata Introduzione L'elemento che attua la trasmissione delle forze tra il veicolo e il piano stradale è il pneumatico. Tutte le forze dinamiche che agiscono sul veicolo devono essere trasmesse tra le superfici di contatto dei pneumatici: all'incirca la dimensione del palmo di una mano. Per esempio, in caso di curva i pneumatici devono trasmettere le forze laterali, F S in caso di frenata le forze di frenatura F B (Fig.6). A seconda del modello di attrito l'intensità di tali forze dipende direttamente dal coefficiente di aderenza μ (accoppiamento di materiale) dei pneumatici/del piano stradale e dalla portata del peso parziale W V, vale a dire la parte della massa del veicolo che agisce sulla ruota in questione (Fig.6). In caso di frenata mentre si curva sono effettive entrambe le forze ( F B e F S ), in una certa relazione l'una con l'altra. La rappresentazione grafica delle forze d'attrito del "Cerchio di Kamm" non viene trattata in dettaglio in questo documento. Per ulteriori informazioni fare riferimento all'opuscolo dell'abs di TRW XZM In generale vale quanto segue: Se sono bloccate le ruote anteriori (in frenata) non può essere trasmessa alcuna forza laterale. Il veicolo non può quindi più sterzare e rimane stabile, vale a dire "scivola" sull'asse anteriore e non "derapa". Se sono bloccate le ruote posteriori (frenata lunga dell'asse posteriore) la stabilità del veicolo non può più essere garantita perché le ruote posteriori non possono più assorbire le forze laterali. Il veicolo rischia di sbandare (derapata). Ad oggi il miglior compromesso riguardo alla capacità di sterzata e alla stabilità in caso di frenata d'emergenza è offerto dai veicoli dotati di sistemi di frenatura antibloccante (ABS). Nel progettare un impianto frenante si presume che il veicolo debba rimanere stabile in caso di frenata d'emergenza, cercando quindi d'arrivare a uno spazio di frenatura più corto possibile. Per conseguire il risultato ottimale è necessario conoscere la forza di frenatura massima (per un dato veicolo) che può essere trasmessa rispettivamente dalle ruote anteriori e da quelle posteriori. Da queste informazioni è possibile ricavare la parabola ideale della distribuzione delle forze tangenziali, che raffigura la massima aderenza effettiva tra le ruote anteriori o posteriori di un veicolo e il piano stradale nel processo d'accelerazione o di frenata. Prima d'addentrarsi in ulteriori dettagli è opportuna una spiegazione del carico per asse e del rapporto di frenatura. F B F S - forza di frenatura - forza laterale W V - peso parziale Fig.6 6

14 Teoria del rapporto di frenatura Dinamica della frenata Carico per asse Ogni veicolo ha caratteristiche di design che rivestono un ruolo decisivo nel tracciato della parabola ideale della distribuzione delle forze tangenziali. Tali caratteristiche sono: S I - la posizione del centro di gravità del veicolo - l'interasse Carichi statici per asse Per un veicolo fermo (Fig.7) il peso istantaneo viene distribuito tra gli assi anteriori e posteriori, a seconda della relazione di I V e I. Tale relazione dipende dalla condizione di carico del veicolo, e il centro di gravità dello stesso può S "errare la traiettoria" - che in un'automobile normale di solito va verso l'asse posteriore - secondo cui a veicolo fermo l'altezza del centro di gravità del veicolo non ha alcun effetto sul carico statico dell'asse. h S Fig.7 S W W V W H I I V, h S - centro di gravità del veicolo - peso del veicolo - peso parziale, asse anteriore - peso parziale, asse posteriore - interasse - posizione del centro di gravità 7

15 Teoria del rapporto di frenatura Dinamica della frenata Carichi dinamici per asse Nota: i processi che si verificano durante l'accelerazione non vengono trattati in dettaglio nel presente documento. Quando vengono azionati i freni (veicolo in movimento) si crea una forza di frenatura tra i pneumatici degli assi anteriori e posteriori e il piano stradale ( F BV / F BH )(Fig.8) che induce il veicolo a decelerare. Il veicolo è soggetto a una forza inerziale dovuta a tale decelerazione ( mxa ), che agisce nel centro di gravità ( S ). L'intensità della forza inerziale è uguale alla somma delle forze di frenatura anteriore e posteriore, che agiscono nella stessa direzione della direzione di movimento del veicolo. Ciò crea un momento (coppia di forze F BV + F BH e mxa) che applica ulteriore carico ΔW sull'asse anteriore e per pari peso riduce il carico dell'asse posteriore (noto come "spostamento del carico dinamico dell'asse". Lo spostamento del carico dinamico dell'asse dipende direttamente dalla percentuale di decelerazione in frenata e dalla posizione del centro di gravità. Fig.8 S W DW + W V W H F BV F BH mxa m a ΔW ΔW - centro di gravità del veicolo - peso del veicolo - spostamento del carico dinamico dell'asse - spostamento del carico dinamico dell'asse, asse anteriore - spostamento del carico dinamico dell'asse, asse posteriore - forza di frenatura, asse anteriore - forza di frenatura, asse posteriore - forza inerziale - massa del veicolo - decelerazione del veicolo Nota: i veicoli con interasse corto e centro di gravità alto (vedere Fig.14) saranno soggetti a uno spostamento del carico dinamico dell'asse relativamente alto, mentre quelli con interasse lungo e centro di gravità basso (vedere Fig.15) a spostamento del carico dinamico dell'asse relativamente basso. 8

16 Teoria del rapporto di frenatura Rapporto di frenatura 1.5 Rapporto di frenatura La somma delle forze di frenatura nelle ruote anteriori e posteriori (forza di frenatura totale prodotto della massa del veicolo ( m) e alla decelerazione da frenata ( a) (forza inerziale). F BV + = F Bges = ma F BH ) è uguale al Il termine rapporto di frenatura viene usato per quantificare nella dicitura "non dimensionale" quanto un veicolo possa frenare "bene" e corrisponde alla somma delle forze di frenatura (sulle ruote anteriori e posteriori) rispetto al peso totale del veicolo ( G ): F Bges z F BV F BH F Bges = = = W W W a -- g Il rapporto di frenatura massimo raggiungibile ( Z max ) dipende dalle condizioni del piano stradale (ghiacciato, bagnato, asciutto), vale a dire dal coefficiente di aderenza applicabile ( μ ) tra la ruota e il piano stradale: Z max = μ 1.6 Parabola ideale della distribuzione delle forze tangenziali Per un dato veicolo (di cui sono noti interasse e posizione del centro di gravità) la parabola ideale della distribuzione delle forze tangenziali viene ricavata dalla sopra riportata equazione del rapporto di frenatura e dalle relazioni del "carico per asse" (questo valore derivato non viene riportato nel dettaglio nel presente documento). Fig.9 La parabola ideale della distribuzione delle forze tangenziali (Fig.9) raffigura il massimo (ideale) uso dell'aderenza per le ruote anteriori e posteriori di un veicolo durante il processo di frenatura (settore I) e durante il processo di accelerazione (settore III). Le caratteristiche della parabola riportate nel settore III sono indicate solo per rendere chiari altri termini usati nel presente capitolo. F BV F BH W Forza di frenatura ideale Forza di frenatura ideale, asse posteriore Forza gravitazionale del veicolo 9

17 Teoria del rapporto di frenatura Distribuzione delle forze di frenatura applicate 1.7 Distribuzione delle forze di frenatura applicate Come si evince dalla parabola ideale della distribuzione delle forze tangenziali (settore I, Fig.9), mano a mano che il rapporto di frenatura aumenta la trasmissione della forza di frenatura disponibile ( F BH ) sull'asse posteriore diminuisce. Al fine d'evitare che le ruote posteriori vengano immobilizzate, i freni delle ruote posteriori sono di categoria "più piccoli" rispetto ai freni delle ruote anteriori. Questa classificazione è denominata fattore di distribuzione delle forze di frenatura. Indipendentemente da ciò, nell'impianto frenante può anche essere montato un regolatore della pressione di frenatura supplementare che riduce la pressione di frenatura sulle ruote posteriori. Per informazioni sul regolatore della pressione di frenatura fare riferimento al capitolo 8.1. Di seguito sono riportati ulteriori dettagli sul fattore di distribuzione delle forze di frenatura. 1.8 Fattore di distribuzione delle forze di frenatura Poiché la pressione di frenatura (p=cost.) generata da un cilindro maestro in tandem è la stessa in entrambi i circuiti, al fine d'evitare che le ruote posteriori vengano immobilizzate i freni delle ruote posteriori devono essere di categoria "più piccoli". Ciò riduce le forze di tensione (pressione delle pastiglie/dei ceppi contro i dischi/tamburi) e quindi la forza di frenatura tra le ruote posteriori e il piano stradale. La maggior parte degli impianti frenanti dei veicoli sono progettati secondo il fattore di distribuzione delle forze di frenatura e, se necessario, dotati di regolatore della pressione di frenatura supplementare. In mancanza si parla di "distribuzione fissa". Fig.10 Le forze di frenatura disponibili nei freni delle ruote anteriori e posteriori sono in proporzione fissa l'una con l'altra (Fig.11), e ciò si indica con "fattore di distribuzione delle forze di frenatura". K (kappa). F BV F BH W - forza di frenatura, asse anteriore - forza di frenatura, asse posteriore - peso del veicolo Fig.11 10

18 Teoria del rapporto di frenatura Fattore di distribuzione delle forze di frenatura F SP F B r r dyn forza di tensione forza di frenatura raggio d'attrito medio (disco/tamburo) diametro del pneumatico dinamico Il fattore di distribuzione delle forze di frenatura può essere influenzato da altri fattori, tra cui (Fig.12): dimensione della superficie di un pistone sella o di un cilindro di comando del freno ruota Fig.12 caratteristica delle pastiglie/dei ceppi freno (fattore di aderenza tra pastiglia/ceppo e disco/tamburo) r apporto r dyn Per poter definire le caratteristiche di frenatura di un veicolo sulla base della distribuzione delle forze di frenatura applicate e della parabola ideale della distribuzione delle forze tangenziali (capitolo 1.8) ciò deve essere integrato da: curve del rapporto di frenatura costante curve del coefficiente di aderenza costante tra pneumatici/piano stradale 11

19 Teoria del rapporto di frenatura Curve del rapporto di frenatura costante 1.9 Curve del rapporto di frenatura costante Le curve del rapporto di frenatura costante sono linee rette che si sviluppano con una pendenza di 45, e sono necessarie per disegnare le curve del coefficiente di aderenza costante tra pneumatici e piano stradale nella rappresentazione grafica della distribuzione ideale delle forze tangenziali. z= F BV W F BH W parabola ideale della distribuzione delle forze di frenatura curve del coefficiente di aderenza costante tra pneumatici dell'asse anteriore e piano stradale curve del coefficiente di aderenza costante tra pneumatici dell'asse posteriore e piano stradale Fig.13 F BV F BH W - forza di frenatura, asse anteriore - forza di frenatura, asse posteriore - peso del veicolo 12

20 Teoria del rapporto di frenatura Curve del coefficiente di aderenza costante 1.10 Curve del coefficiente di aderenza costante Poiché la forza di frenatura e il carico della ruota sono correlate tra loro linearmente (Legge di Coulomb), le curve del coefficiente di aderenza costante devono essere linee rette Coefficiente di aderenza per le ruote posteriori Punto 1 (Punto A, Fig.13): Tutte le linee rette del coefficiente di aderenza costante devono passare attraverso un punto in cui, in frenata, l'asse posteriore dovrebbe sollevarsi verso l'alto [possibile per veicoli con interasse corto ( I ) e centro di gravità alto ( S )]; non vi è più quindi alcuna aderenza tra i pneumatici e il piano stradale. Per le varie linee rette, il Punto C (Fig.13) viene determinato dal punto di rottura della curva del rapporto di frenatura costante ( Z ) con la parabola ideale della distribuzione delle forze di frenatura. Spiegazione: Nel Punto C il coefficiente di aderenza determinato ( μ ) tra l'asse anteriore o l'asse posteriore e il piano stradale viene utilizzato interamente e quindi raggiunto il rapporto di frenatura massimo. A questo punto il rapporto di frenatura massimo è anche il coefficiente di aderenza determinato Coefficiente di aderenza per le ruote anteriori Punto 1 (Punto B, Fig.13): Tutte le linee rette del coefficiente di aderenza costante devono passare attraverso un punto in cui, in forte accelerata, l'asse anteriore dovrebbe sollevarsi verso l'alto (possibile per veicoli con trazione posteriore e centro di gravità all'estremità posteriore, per esempio i "Dragster"); non vi è più quindi alcuna aderenza tra i pneumatici anteriori e il piano stradale. Il Punto C, Fig.13, può essere determinato come per le ruote posteriori. 13

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