Licenta Grecuradu1 Modificat12.06.2017 [305914]

UNIVERSITATEA “DUNĂREA DE JOS” DIN GALAȚI

FACULTATEA DE INGINERIE

PROIECT DE DIPLOMA

Coordonator științific: Conf. Dr. Ing Doina BOAZU

Nume Absolvent: [anonimizat], 2017

Universitatea “dunĂrea de jos” [anonimizat] –

CALCUL DE REZISTENȚĂ AL ELEMENTELOR UNUI STAND MOTOR PENTRU STUDIUL FRÂNĂRII

Autor: Radu – Dan GRECU

Îndrumător: Conf. Dr. Ing. Doina BOAZU

GalaȚi, 2017

INTRODUCERE

Sistemul de franare este un sistem complex fiind alcatuit din 4 subsisteme: [anonimizat], sistemul de franare al rotii si sistemul electronic de siguranta. Fiecare subsistem are la randul sau componente ce trebuiesc adaptate perfect pentru o functionare optima.

Sistemul de franare este unul dintre sistemele cu o [anonimizat], diagnosticarii sale trebuie sa i se acorde o deosebita atentie.

În partea practică a [anonimizat] a acestora. Standurile de frana actuale nu pot fi implementate usor in cadrul centrelor universitare datorita dimensiunilor relativ mari si a [anonimizat] s-a [anonimizat] a [anonimizat] a standului de dimensiuni mai mici pentru testarea franarii.

O mare importanta o [anonimizat], astfel, [anonimizat]; Altfel spus importanta functionarii corecte a standului este data de buna functionare a tuturor componentelor impreuna.

Declarație

Prin prezenta declar că proiectul de diplomă / disertație cu titlul

“ Calculul de rezistenta al elementelor unui stand motor pentru studiul franarii” este scris de mine și nu a mai fost prezentat niciodată la o altă facultate sau instituție de învățământ superior din țară sau străinătate. [anonimizat], [anonimizat], cu respectarea regulilor de evitare a plagiatului:

[anonimizat], sunt scrise între ghilimele și dețin referința precisă a sursei;

reformularea în cuvinte proprii a textelor scrise de către alți autori deține referința precisă;

rezumarea ideilor altor autori deține referința precisă la textul original.

Galați,10.07.2017

Absolvent: [anonimizat],

Prof. Dr. Ing. Doina BOAZU

(semnătura în original)

Cuprins:

INTRODUCERE – 3 –

1. NOȚIUNI GENERALE PRIVIND SISTEMUL DE FRÂNARE AUTO – 7 –

1.1.Generalități privind frânarea – 7 –

1.2.Condițiile impuse sistemului de frănare – 8 –

1.3.Factori ce influențează frănarea – 9 –

1.4. Părțile componente și clasificarea sistemelor de frănare. – 11 –

2.SISTEMUL DE FRÂNARE CU DISCURI – 15 –

2.1. Frâne cu discuri – 15 –

2.1.1. Avantajele frânării cu disc sunt următoarele : – 15 –

2.1.2 Funcționarea sistemului de Frânare cu disc – 16 –

2.2. Sisteme de acționare a frânelor – 17 –

2.3.1. Defecțiuni apărute datorita uzurii diferitelor piese din cadrul mecanismului de frânarea a roților – 23 –

2.3.2. Defecțiuni apărute la sistemul de acționare a frânelor hidraulic – 24 –

3.CALCULUL SISTEMULUI DE FRÂNARE – 26 –

3.1.Regimul de frânare al autovehicolului – 26 –

3.2. Calculul frânei disc – 26 –

3.2.1. Calculul frânei disc față – 26 –

3.2.2. Presiunea specifică și verificarea la uzura – 28 –

3.2.3. Puterea specifică de frânare – 28 –

3.2.4. Lucrul mecanic specific de frânare – 29 –

3.2.5. Calculul termic al frânelor – 30 –

3.3 Calculul momentelor, tensiunilor prezente in arbore – 31 –

3.3.1 Momentul transmis la arbore – 31 –

3.3.2 Tensiunile tangentiale in sectiunea de forfecare a penei – 32 –

3.3.3 Presiunea de strivire – 32 –

4.STANDURI DE FRÂNARE – 33 –

4.1 Informatii generale despre standurile de franare – 33 –

4.2. Tipuri de standuri pentru testarea franelor – 34 –

5.MODELARE IN INVENTOR PRO 2015 – 37 –

6.ANALIZA CU ELEMENTE FINITE IN ANSYS WORKBENCH – 44 –

6.1 Analiza asupra arborelui standului – 49 –

6.2 Analiza rezistentei elementelor standului in cazul introducerii placutelor de franare in contact cu discul de frana – 59 –

CONCLUZII – 67 –

BIBLIOGRAFIE – 68 –

ANEXE ………………………………………………………………………………………………… -69-

NOȚIUNI GENERALE PRIVIND SISTEMUL DE FRÂNARE AUTO

Generalități privind frânarea

Sistemul de frânare servește la imobilizarea în orice moment al automobilului, in condiții perfecte de securitate și pe distanța cea mai scută.

Un automobil în mișcare, poseda o energie cinetică, a cărei valoare este determinată de masa și viteza sa.

În cazul acestei lucrări, volantul va ține locul contragreutății pentru a asigura energia cinetică necesară, iar viteza o va asigura motorul electric. Pentru o mișcare constantă există un echilibru între forța motrică și forțele de rezistență care se opun înaintării vehicolului. Deci pentu a micșora viteza sau pentru a opri autovehicolul (standul de lucru), este necesar să apară o forță contrară, suplimentară, care să-i asigure imobilizarea și care este pusă la dispoziție de frână.

Punerea în valoare a performanțelor de viteză și de accelerație ale autovehiculului, în condiții de siguranță depind într-o măsură hotărâtoare de capacitatea de frânare a acestuia. Cu cât sistemul de frânare  este mai eficace, cu atat vitezele medii de deplasare cresc, iar indicii de exploatare ai autovehiculului au valori mai ridicate. De asemenea, calitățile bune de frânare asigură evitarea unor accidente care se pot produce chiar și în cazul vitezelor relative mici, provocate de apariția neprevazută a unui obstacol.

Statisticile  accidentelor de circulație arată, fără drept de apel, importanța pe care o are un sistem de frânare eficace în eliminarea consecințelor grave ale funcționării nesatisfăcătoare  a altor părți componente ale autovehiculului.

Utilizarea mai frecventă a frânelor are loc în condiții de circulație în orașe, precum și în regiuni muntoase sau cu relief accidentat. Astfel, în condiții de circulație într-un oraș de mărime medie, 30 – 40% din timpul total de mers, autovehiculul este frânat sau rulează liber.

Istoria dezvoltării industriei constructoare de autovehicule și a transporturilor auto ilustrează în mod pregnant faptul că tendința spre mărirea vitezelor de circulație a fost legată strâns de îmbunătățirea performanțelor sistemului de frănare.

Prin implicațiile pe care le are în protejarea “factorului uman” și a încărcăturii care se transportă, sistemul de frânare reprezintă elementul primordial în asigurarea siguranței circulației, mai ales în condițiile creșterii continue a calităților dinamice ale autovehiculelor și a traficului rutier.

Pentru reducerea vitezei autovehiculului trebuie create forțe care se opun mișcării, deoarece unele rezistențe la înaintare au efecte reduse (rezistența la rulare și rezistența aerului). Rezistența la accelerare, în cazul frânării devine foarte activă, rezultă necesitatea ca autovehiculul sa fie prevăzut cu dispozitive care sa realizeze forțe de sens opus mișcării. Aceste forțe se numesc forțe de frănare. Forțele de frânare trebuie sa aibe valori suficient de mari si în același timp să poata fi reglate de către conducator în funcție de necesități. Forțele de frănare sunt create de mecanismele de frânare incluse în sistemul de frănare al autovehicului.

Condițiile impuse sistemului de frănare

Sistemul de frânare are rolul de a reduce viteza autovehiculului total sau parțial, de imobilizare a autovehiculului staționat sau de asigurarea unei viteze constante la coborârea unei pante.

Încetinirea sau oprirea roților este obținută prin frecarea între un element fix, conectat într-un fel sau altul cu caroseria sau șasiul vehiculului (plăcuțe de frână sau saboți) și un element solidar cu roțile în mișcare (discuri de frână, tamburi).

Sistemul de frânare trebuie să transforme energia cinetică în energie calorică și să evacueze cât mai rapid această căldură. De aici rezultă că, elementele sistemului de frânare între care există frecare trebuie să aibă o bună rezistență la temperatură înaltă și o bună conductibilitate termică. Sistemele de frânare actuale sunt capabile să obțină decelerații de 6 …6,5 m/s² pentru autoturisme și de 6 m/s² pentru camioane.

Efectul este maxim când roțile sunt frânate până la limita de blocare.

Sistemul de frânare trebuie să îndeplinească următoarele condiții:

să asigure o frânare sigură;

să asigure imobilizarea autovehiculului în pantă;

să fie capabil de anumite decelerații impuse;

frânarea să fie progresivă, fără șocuri;

să nu necesite din partea conducătorului un efort prea mare;

efortul aplicat la mecanismul de acționare al sistemului de frânare să fie proporțional cu decelerația, pentru a permite conducatorului să obțină intensitatea dorită a frânării;

forța de frânare să acționeze în ambele sensuri de mișcare ale automobilului;

frânarea să nu se facă decât la intervenția conducătorului;

să asigure evacuarea căldurii ce ia naștere în timpul frânării;

să se regleze ușor sau chiar în mod automat;

să aibă o construcție simplă și ușor de întreținut.

Factori ce influențează frănarea

În Figura 1, se prezintă dependența spațiului de frânare a automobilului de procedeul de frânare.

În cazul în care nu se utilizează frânele automobilului, spatial spațiul de oprire (curba 1) este condiționat de rezistența la rulare și rezistența aerului, precum și de pierderile mecanice din transmisie.

După cum rezultă, aceste forțe au un efect redus mai ales la viteze moderate. Daca motorul nu se decuplează, se măresc rezistențele la inaintare (pe seama momentului rezistent al motorului), iar spatial spațiul parcurs până la oprirea autovehiculului se reduce mult (curba 2).

Efectul de frânare crește și mai mult dacă motorul este obligat să funcționeze în regim de compresor, prin obturarea conductei de evacuare înainte de toba de eșapament (curba 3).

În cazul în care se utilizează frânele automobilului, spatial spațiul de oprire se reduce foarte mult (curba 4).

Fig. 1 Dependența spațiului de frânare a autovehiculului de procedeul de frânare

În procesul de frânare intră 2 factori esențiali; [1]

Factorul mecanic

Încetinirea sau oprirea roților este obținută prin frecarea între un element fix (placuțe de frână sau saboți) și un element solidar cu roțile în mișcare (discuri de frână, tamburi).

Sistemul de franare trebuie să transforme energia cinetică în energie calorică și să evacueze cât mai rapid această căldură produsă.

De aici rezultă următoarele calități indispensabile :

bună rezistență la temperatură înaltă;

o buna conductibilitate termică.

Factori psihologici

Timpul de reacție este timpul care se scurge între percepția obstacolului și debutul efectiv al frânării.

Acest timp, variază în funcție de individ și în funcție de starea generală a organismului, este în medie de 0,75 sec.

Distanța de oprire este distanța parcursă pe durata timpului de reacție plus distanța de frânare.

Pe de alta parte distanța de frănare optimă este funcție :

de viteza vehiculului;

de coeficientul de frecare;

de decelerația posibilă (funcție de caracteristica de frânare a vehiculului).

1.4. Părțile componente și clasificarea sistemelor de frănare.

Pedala de frână transmite efortul exercitat de piciorul conducătorului prin intermediul amplificatorului de frânare (servofrână) către cilindrul principal de frână.

Aceasta generează și distribuie lichidul de frână sub presiune prin blocul de supape spre frânele față și spate, care îl transformă cu ajutorul cilindrilor receptori, în efort mecanic (frecare) pentru a încetini, opri sau imobiliza roțile.

Asistența la frânare sau amplificatorul de frânare (servofrâna) este situat între pedala de frână și pompa de frână, înc ompartimentul motor.

Amplificatorul de frânare (servofrâna) are ca scop creșterea forței exercitate de conducător asupra pompei de frână. Principiul constă în crearea unei diferențe de presiune între două camere separate de o membrană:

în cazul unui motor pe benzină, – datorită depresiunii din galeria de admisie

în cazul unui motor diesel – cu ajutorul unei pompe de vacuum.

Frâna de staționare acționează direct prin cabluri pe frânele spate ( cu tamburi).

Fig. 1.1 – Componența sistemului de frănare ; [9]

Sistemul de frânare este compus din:

dispozitivul de frânare;

dispozitivul de încetinire.

Dispozitivul de frănare servește la:

reducerea vitezei autovehiculului  până la valoarea dorită, inclusiv până la oprirea acestuia, cu o decelerație cât mai mare și fără o deviere primejdioasa de la traictoria de mers;

imobilizarea autovehiculului în staționare pe un drum orizontal și în pantele pe care acesta le poate urca și coborâ.

Dispozitivul de încetinire servește stabilizarea vitezei autovehiculului la coborârea unor pante lungi fără ca dispozitivele de frânare de serviciu, de securitate sau de staționare sa fie folosite sau să contribuie la această stabilizare.

Acest dispozitiv este utilizat în cazul unor automobile cu mase mari sau destinate  să fie utilizate în regimuri muntoase  sau cu relief accidentat.

Prin utilizarea dispozitivelor de încetinire autovehiculele realizează viteze medii mai ridicate, se reduce oboseala conducătorului, iar uzarea garniturilor de fricțiune ale frânelor de serviciu se reduce în medie cu 25-30%.

Clasificarea sistemelor de frânare:

După rolul funcțional:

a. Frâna principală sau de serviciu (de picior):

încetinește sau oprește autovehiculul aflat în mers;

obține decelerații maxime de 6 – 6,5 m/s²;

acționează asupra tuturor roților.

b. Frâna de siguranță:

permite oprirea autovehiculului în cazul în care sistemul principal de frânare se defectează;

este acționată fără ca șoferul să ridice ambele mâini de pe volan.

c. Frâna de staționare:

asigură imobilizarea autovehiculului staționat, în lipsa conducătorului, pe timp nelimitat;

trebuie să aibă un sistem de comandă propriu, separat de frâna principală;

uneori poate înlocui frâna de siguranță.

d. Frână auxiliară:

are același rol ca și frâna principală;

se utilizează pentru a mări efectul frânei principale.

e. Frâna de încetinire:

micșorează solicitările și uzurile frânei principale atunci când se coboară pante lungi;

se utilizează la autovehiculele de mare tonaj.

2. După forma piesei care se aflăîn mișcare de rotație frânele pot fi:

a. cu disc;

b. cu tambur;

c. combinate.

3. După forma pieselor fixe, care produc frânarea pot fi:

a. cu saboți;

b. cu discuri (obișnuit sectoare de disc);

c. cu bandă;

d. combinate.

4. În funcție de tipul mecanismului de acționare pot fi:

a. frâne cu acționare directă, la care forța de frânare se datorează exclusiv forței exercitate de conducător;

b. frâne cu acționare mixtă, la care frânarease datorează atât forței exercitate de conducător cât și energiei unui agent exterior ( aer comprimat sau ulei sub presiune);

c. frâne cu servoacționare, la care momentul de frânare apare datorită unui agent exterior, conducătorul având doar rolul de a regla intensitatea frânării.

5. După locul de amplasare a frânei pot fi :

a. frâne pe roți;

b. frâne pe transmisie.

SISTEMUL DE FRÂNARE CU DISCURI

2.1. Frâne cu discuri

Utilizarea frânelor cu discuri în construcția de automobile este relativ recentă. Britanicul Frederick Lanchester a obținut patentul cu numărul GB190226407 pe 15 octombrie 1903, patent ce descria un sistem de frânare cu disc și etrier.

Această soluție a fost adoptată fie parțial, adică pe rotile din față ale vehicolului sau total, pe toate cele patru roți.

2.1.1. Avantajele frânării cu disc sunt următoarele :

a. presiune repartizată uniform pe suprafața de frânare;

b. condiții de răcire foarte bune;

c. reglarea automată a jocului dintre garniturile de frecare și discuri.

Fig.2.1 – Frână cu disc:

1 – garnitura de etanșare; 2 – piston; 3 – etrier monobloc;

4 – manșon de protecție; 5,6 – plăcute de frână;

– bolț de centrare a plăcii de frecare; 8 – disc. [2]

2.1.2 Funcționarea sistemului de Frânare cu disc (Fig 2.2):

Forța de frecare se produce între discul 8 fixat pe butucul roții (ce se rotește odată cu roata) și plăcuțele de frână 5 și 6 care iși păstrează o poziție fixă față de cadrul automobilului; plăcuțele de frână sunt montate în etrierul monobloc 3, prevăzut cu unul sau doi cilindri de frână ale căror pistoane 2, presează plăcuțele de frână pe disc, atunci când este apasată pedala de frână. Cilindrul de frână este prevazut cu un dop pentru scoaterea aerului din instalație.

Etrierul monobloc este fixat cu un mic joc într-un suport solidar cu fuzeta sau cu suportul roții din spate al automobilului.

În cazul acestui proiect etrierul este fixat de un suport în formă de L și ajustat deasupra discului de frână, care va fi fixat pe arborele motorului electric prin pene și flanșe.

Fig. 2.2 – Ansamblu 3D frână disc și etrier ; [10]

Prin apasarea pedalei de frână, pistonul etrierului apasă plăcuța de frână 5 pe discul de frână stabilindu-se presiunea hidraulică corespunzatoare în circuit.

Imediat se produce o forță egală și contrară, care deplasează axial etrierul în suportul său și placuța de frână 6 este de asemenea, apasată pe disc.

În felul acesta, efortul de frânare este repartizat egal pe cele doua suprafețe ale discului, asigurând o franare eficace cu o uzură uniformă a placuțelor de frână.

La eliberarea pedalei de frână, presiunea hidraulică se anulează și pistonul revine în poziția de repaus.

Fig. 2.3 – Frână cu disc la roțile din față ale autoturismului:

1 – discul de frână; 2 – brățară; 3 – corpul etrierului;

4 – disc de fixare a jantei roții; 5 – placuță de fixare. [2]

2.2. Sisteme de acționare a frânelor

Sistemul de acționare a frânelor trebuie să asigure o funcționare simultană a acestora și o repartiție corespunzatoare a forțelor de frănare pe roțile automobilului, cu un efort cât mai mic din partea conducatorului auto sau utilizatorului stației de frânare.

Din punct de vedere constructiv, sistemul de acționare a frânelor poate fi:

sistem de acționare a frânelor mecanic;

sistem de acționare a frânelor hidraulic;

sistem de acționare a frânelor pneumatic;

sistem de acționare a frânelor combinat.

Având în vedere că, pe platforma de acționare mecanică, se va monta o frână de ajutor improvizată și o frână cu disc acționată hidraulic vom analiza sistemul de fânare mecanic și sistemul de frânare hidraulic.

Sistemul de acționare a frânelor mecanic

Sistemul de acționare a frânelor mecanic (Fig 2.4) se folosește numai la acționarea frânei de ajutor.

Principiul de funcționare a sistemului de acționare a frânelor mecanic constă în, acționarea directă a pârghiei prin cablul 1, asupra levierului 3, articulat de sabotul 12 prin bolțul 5.

Prin rotirea pârghiei în jurul articulației se deplasează tija împingătoare 4, care are capatul din dreapta sprijinit pe sabotul 8.

Prin tragerea manetei, cablul 1 va roti levierul 3, iar acesta va deplasa tija 4, care va aplica sabotul 8 pe tambur 11, în timp ce capatul sau superior apasa sabotul 12.

Fig. 2.4. – Frana cu saboti:

1 – cablu cu arc acționat de frâna de ajutor; 2 – limitatorul deplasarii laterale;

3 – levier; 4 – tija împingătoare; 5 – bolț; 6 – arc de readucere; 7 – tampoane de cauciuc;

8 – sabot secundar; 9 – camă de reglare; 10 – arc de rapel inferior; 11 – tambur; 12 – sabot primar; 13 – placa apărătoare; 14 – buloane de pivotare. [2]

Sistemul de acționare a frânelor hidraulic

Sistemul de acționare a frânelor hidraulic (Fig 2.5), se utilizează în general la autoturisme și la autocamioane ușoare.

Principiul de funcționare a sistemului de acționare a frânelor hidraulic, se bazează pe transmiterea forței de la pedală, prin intermediul unui lichid, la cilindrii de acționare a frânelor.

Părtile componente ale sistemului de acionare a frânelor hidraulic sunt: pedala 1 cu axul sau 3; tija sau tirantul 5; pompa centrală 6 (fig.2.6); conductele și racordurile de cauciuc 7; cilindrii receptori 10; contactul pentru lampa de stop; limitatorul sau repartitorul de frână.

Funcționarea: pompa centrală 6 este acționată de pedala 1 prin intermediul tijei 5. Presiunea creată în pompă se transmite prin conductele 7, la cilindrii receptori 10, care aplică saboții 8 pe tamburii 11.

Stația de frânare va dispune de un dispozitiv mai general, o pompă centrală, ce va realiza presiunea necesară frânării. Ea are exact ca și un distribuitor, un cilindru de lucru 1 și un rezervor plin cu lichid vâscos, lichid de frâna 7.

Legatura între cilindru și rezervor se realizează prin orificiul de alimentare 5 și orificiul de compensare 6.

În cilindru se afla pistonul 4, asupra căruia se acționează, cu pedala de frână, prin intermediul tijei 3.

Pentru asigurarea unei etanșeități perfecte, pistonul este prevăzut cu garniturile de etanșare 2 și 10. Garnitura principală 10 împinge lichidul spre conducte, în timp ce garnitura inelară 2 asigură etanșare față de exteriorul cilindrului.

Între pistonul 4 și garnitura 10 se așează un arc lamelar 1, pistonul 4 impreună cu garnitura 10 se reazemă pe fundul cilindrului, respectiv pe supapa dubla 8, prin arcul elicoidal 9.

La acțiunea frânei, pistonul 4 este deplasat spre dreapta, impingand lichidul, prin supapa 8, in conducte si, de aici, la receptori.

Fig. 2.5 – Schema de principiu a sistemului de acționare a frânelor hidraulic;

1 – pedala; 2,4 – brațe de acționare; 3 – axul pedalei; 5 – tija pedalei; 6 – pompa centrală;

7 – conducte și racorduri de cauciuc; 8 – saboți; 9 – arcuri de rapel; 10 – cilindri receptori;

11 – tamburi; 12 – arcul de rapel al pedalei. [2]

La încetarea procesului de frânare întâlnim două situații:

prima situație este acea în care piciorul conducătorului se retrage lent de pe pedala, iar arcul 9 împinge pistonul 4 spre stânga. În spatele pistonului se crează astfel o depresiune care favorizează pătrunderea aerului în sistemul de acționare. Pentru a evita acest lucru, lichidul de frână se întoarce în pompă, pe măsura ce pistonul se retrage prin supapa 8, sub acțiunea arcurilor de repel ale saboților.

Supapa 8 se deschide numai atunci când presiunea din sistem dezvoltă o forță care să învingă rezistența arcului 9, ce ține această supapă apasată pe scaunul ei.

În felul acesta lichidul rămane în instalație cu o presiune oarecare, numită presiune remanentă (1- 1,5 at.), determinată de forța arcului 9.

Presiunea remanentă impiedică pătrunderea aerului în instalația de frânare și menține garniturile în contact permanent cu pistonașele.

A doua situație apare cand se retrage brusc piciorul de pe pedala de frână. Depresiunea din cilindru este mult mai mare, deoarece lichidul revine mai încet datorită inerției sale.

În această situație, sub acțiunea arcurilor lamelare, garnitura 10 se indoaie eliberând pistonul 4 care va compensa necesarul de lichid. Surplusul de lichid este împins ulterior în rezervor, prin orificiul de compensare 6. Acest orificiu compensează și variațiile de volum provocate de variațiile de temperatură.

Fig. 2.6 – Pompa centrala;

1 – cilindru de lucru; 2 – garnitura de etansare; 3 – tija; 4 – piston; 5 – orifiu de alimentare;

6 – orificiu de compensare; 7 – rezervor; 8 – supapa dubla; 9 – arc elicoidal; 10 – garnitura de etansare; 11 – arc lamelar; 12 – orificiu; [2]

Pompa centrală (Fig.2.6.) se compune din pistoanele 1 și 3 și arcurile 2 și 4. Spațiile în care sunt amplasate arcurile sunt umplute cu lichid de frână. La caseta arcului 2 este racordată conducta 5 a frănelor din față 8, iar la caseta arcului 4, conducta 6 a frănelor din spate 7.

Fig. 2.7 – Schema de principiu a sistemului de acționare a frânelor hidraulic cu două circuite:

1,3 – pistoane; 2,4 – arcuri; 5,6 – conducte; 7 – frână spate; 8 – frână față; [2]

La sistemul de acționare a frânelor hidraulic cu două circuite (fig 2.7), acționarea se face într-un mod diferit, prin două conducte separate 5 și 6. Pentru a nu scoate sistemul de frânare din funcționare în cazul unei fisuri sau ruperi al unei conducte, s-a apelat la un sistem mai complex avand doua conducte.

Când ambele circuite sunt în bună stare de funcționare, pistonul 1 deplasează lichidul din fața sa în conducta 5 și în același timp prin arcul 2, deplasează și pistonul 3. În acest fel, lichidul din spațiul arcului 4 este împins în conducta 6 spre frânele din spate.

În cazul în care conducta frânelor din față se sparge, lichidul acestui circuit se pierde, iar la acționarea frânei, pistonul 1 se așează direct pe pistonul 3, acționând numai asupra frânelor din spate.

În cazul în care circuitul din spate este afectat, pistonul 3 se sprijină în timpul acționării frânei pe peretele din spate, iar pistonul 1 deplasează lichidul din caseta arcului 2 în conducta 5, acționând numai frânele din față.

Defectiunea unui circuit se observă prin acționarea pedalei de frână, mai exact prin modificarea cursei pedalei, care se mărește.

2.3. Defecțiunile sistemului de frânare

Defecțiunile care apar la sistemul de frânare trebuie remediate imediat ce se constată, deoarece este interzisă folosirea autovehicolului fără un sistem de frânare operational.

În cazul standului de testare cu frână disc, neavand principala „unealtă” funcțională, nu se vor putea calcula și afla diferiți indici.

2.3.1. Defecțiuni apărute datorita uzurii diferitelor piese din cadrul mecanismului de frânarea a roților:

Uzura plăcuțelor de frână: uzura apare datorită deteriorării suprafețelor de fricțiune și a frecării metalului plăcuțelor de cel al discului.

Acest defect este ușor de constatat deoarece se manifesta sub forma unui zgomot strident, un scârțâit ân momentul acționării frânei.

Placuțele trebuie înlocuite când grosimea garniturilor inclusiv suportul, scade sub 7 [mm]. Dacă plăcutele nu sunt uzate complet, dar prezintă denivelări pe suprafața de fricțiune, se curăță suprafața cu hârtie abrazivă fină.

Uzura discului de frână: acest defect se produce datorită funcționării frânei cu plăcuțe de frână necorespunzatoare.

Discul de frână trebuie controlat periodic și mai ales înainte de montarea unor plăcuțe de frână noi.

Dacă uzura discului este mai mare de 1 mm. pe ambele fețe, sau dacă discul prezintă ovalizări, rizuri adânci, descentrări, este recomandabil să se inlocuiască cu unul nou.

În cazul în care discul nu are o uzură mare și este doar puțin descentrat se poate executa o operație de prelucrare frontală pentru corecție într-un atelier specializat.

2.3.2. Defecțiuni apărute la sistemul de acționare a frânelor hidraulic:

Prezența aerului sau a vaporilor de lichid de frână în sistemul hidraulic: acest defect se manifestă prin efectul slab de frânare, aerul din sistemul hidraulic este datorat insuficienței lichidului de frânare din cilindrul principal al frânei.

Pentru remedierea acestui defect, va trebui scos aerul din instalație la un atelier specializat.

Vaporii de lichid de frână pot aparea în urma folosirii exagerate și de lungă durata a frânei, ceea ce va produce o supraincălzire puternică a saboților, tamburilor și cilindrilor de frână.

Pentru remedierea acestui defect, se va lăsa instalația să se răcească.

Pierderi de lichid de frână prin locuri neetanșe ale instalației: la actionarea frânei, nu se va obține o frânare corespunzatoare a standului, iar lichidul din rezervorul cilindrului principal se consumă.

Pierderea de lichid de frână poate să se producă în următoarele locuri din instalatia de frână: fisurare etanșare cilindru de frână de roată, fisurare etanșare racord flexibil, fisurare etanșare una din conductele metalice, fisurare etanșare cilindrul principal.

Pentru remedierea acestui defect, va trebui înlocuită piesa defecta la un atelier specializat.

2.3.3. Defecțiuni aparute la garnitura principală a pistonului pompei centrale de frână: în cazul acestei defecțiuni, la apăsarea continuă a pedalei de frână sau cea de acționare, aceasta se duce până la capatul cursei, fără a se obține o frânare bună a standului, iar lichidul de frână din rezervor nu se consumă.

CALCULUL SISTEMULUI DE FRÂNARE

Regimul de frânare al autovehicolului

Se va studia cazul frânării punte față a autoturismului, mergând pe principiul autovehiculului clasic.

Imaginar se va completa schema cu o punte față și încă un disc de frână.

(3.1)

unde:

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

– înălțimea centrului de greutate al autovehiculului;

L – ampatamentul autovehiculului;

g = 9,80 m/s2 – accelerația gravitațională;

= 25 0 (0,43 radiani);

– coeficientul de aderență a drumului.

3.2. Calculul frânei disc

3.2.1 Calculul frânei disc față

La calculul frânei disc deschise se pleacă de la ipoteza că, presiunea exercitată asupra garniturii de fricțiune este uniformă.

(3.2)

unde:

U – forța de frecare;

S – forța care acționează asupra plăcuțelor de frână;

– coeficientul de frecare .

În mod corespunzător sensibilitatea frânei se obține conform definiției prin derivarea relației raportului de transmitere C în raport cu coeficientul de frecare, adică:

(3.3)

Presiunea de contact dintre plăcuța de fricțiune și disc este:

(3.4)

unde:

re – raza exterioară;

ri = k*re – raza interioară;

ri = (0.6—0.75) re;

– unghiul la centru exprimat în radiani;

nf – numărul suprafețelor de frecare;

– coeficient de frecare;

Mf – momentul de frânare.

Pentru calculul forței de apăsare aleg frână disc servo prezentată în figura de mai jos:

Fig. 3.1 – Caculul forței de apăsare; [12]

Reacțiunea N se calculează cu relația:

(3.5)

unde:

re – raza exterioară;

ri – raza interioară;

= 500(0.8726 radiani);

– presiunea de contact dintre plăcuța de fricțiune și disc.

Echilibrul forțelor pentru montajul servo este:

(3.6)

unde :

– coeficient de frecare dintre plăcuță și cilindru.

3.2.2. Presiunea specifică și verificarea la uzura

Pe suprafața garniturilor de frecare, la frânare, la frânele disc se admite că, presiunea pe disc este uniformă și se consideră o presiune medie ce se calculează cu relația:

(presiunea medie) (3.7)

unde:

= 0,8726 radiani;

re – raza exterioară;

ri – raza interioară.

3.2.3. Puterea specifică de frânare

Puterea de frânare necesară la frânarea unui autovehicul de masă ma= de la viteza Vmax m/s până la oprire cu decelerația af max este dată de relația:

; (3.8)

Iar puterea specifică de frânare este :

(3.9)

Verificarea se face pe fiecare punte având în vedere distribuirea forței de frânare exprimată prin coeficienți cu relațiile:

(3.10)

unde:

A1, A2 – reprezintă suprafețele garniturilor de fricțiune ale punții față și respectiv spate;

– coeficientul de aderență a drumului;

Ga – greutatea totală a autovehiculului încărcat;

g = 9,80 m/s2 – accelerația gravitațională ;

af max – decelerația maximă a autovehiculului la frânare;

1,2 – coeficienții de repartiție a forțelor de fânare pe punți.

3.2.4. Lucrul mecanic specific de frânare

Durabilitatea garniturilor de frecare se apreciază cu ajutorul lucrului mecanic specific de frânare dat de relația:

(3.11)

unde:

Lf – lucrul mecanic al forțelor de frânare;

A – suprafața garniturilor de frecare de la toate frânele .

Lucrul mecanic al forțelor de frânare se determină cu relația:

(3.12)

unde:

V – viteza automobilului la începutul frânării.

Frâne față:

n – numărul plăcuțelor față ;

A1 – aria unei plăcuțe față;

= 0,8726 radiani;

re – raza exterioară;

ri – raza interioară;

Ga – greutatea totală a autovehiculului încărcat;

g = 9,80 m/s2 – accelerația gravitațională.

(3.13)

3.2.5. Calculul termic al frânelor

Calculul termic al frânelor unui automobil se poate face numai pe baza unor date experimentale referitoare la condițiile reale de răcire a frânelor în timpul frânării.

Calculele termice efectuate pe baza acestor date chiar dacă nu reflectă în mod fidel solicitarea termică a frânelor autovehiculului proiectat, constituie un mijloc de evitare a unor neconcordanțe mari între dimensionare și cerințele de exploatare.

În cazul unei frânări îndelungate temperatura maximă a discului este :

(3.14)

unde:

– coeficient de repartiție a căldurii între garniturile de frecare și disc;

af max – decelerația maximă a autovehiculului la frânare;

t = – difuzivitatea termică în m2/s; (3.15)

– conductivitate termică ;

– densitatea materialului tamburului [Jg/m3];

gd – densitatea fluxului de căldură;

Ga – greutatea totală a autovehiculului încărcat,N.

Se recomandă ca temperatura maximă a discului să nu depășească 3000 C, condiție care este îndeplinită.

3.3 Calculul momentelor, tensiunilor prezente in arbore

3.3.1 Momentul transmis la arbore

Avand in vedere, faptul ca, se cunosc toate marimile dimensionale ale standului, se poate calcula marimea momentului transmis de catre motor, axului de rotatie cu ajutorul formulei:

(3.16)

= 797.7 [N] (3.17)

Fig.3.2 – Dimensionare arbore si vedere in sectiune a penei; [11]

3.3.2 Tensiunile tangentiale in sectiunea de forfecare a penei

(3.18)

3.3.3 Presiunea de strivire

(3.19)

STANDURI DE FRANARE

4.1 Informatii generale despre standurile de franare

Incercarile in conditii de drum, desi ofera avantajul solicitarii sistemului de franare in conditii reale de functionare, prezinta o serie de inconveniente: necesitatea preluarii autoturismului din atelierul de reparatii pana pe drumul unde se efectueaza testele – portiune ce se afla, de regula, in afara localitatilor, ceea ce rezulta consum inutil de combustibil; rezultatele masuratorilor sunt influentate de starea drumului, inclinatia acestuia, viteza si directia vantului; in anumite perioade incercarile nu pot fi efectuate din cauze atmosferice – polei, ploaie, ninsoare; probele se efectueaza prin franari bruste, iar din cauza traficului rutier in aceea zona, se mareste pericolul producerii de accidente.

Din aceste motive, incercarile pe drum sunt in prezent efectuate deobicei in ateliere specializate in testarea franelor.

Pentru activitatea de diagnosticare curenta, in prezent se utilizeaza cu precadere standurile specializate, deobicei amplasate in statiile ITP si RAR, unde masinile urmeaza a fi omologate sau pentru verificarea mentinerii performantelor tehnice de-a lungul unei perioade mai lungi de fabricare a unui tip de autovehicul.

Dupa criteriul metodei de realizare a efortului de solicitare a franelor, standurile pot fi inertiale sau de forta. in primul caz, solicitarea franelor se realizeaza de catre mase inertiale apartinand standului (volanti), aduse in prealabil la o anumita viteza de rotatie. Standurile de forta folosesc motoare electrice pentru actionarea rotilor in timpul franarii. in functie de viteza de rulare simulata, aceste standuri pot fi: de viteza mica (5-10 km/h); de viteza medie (10-20 km/h) si de viteza ridicata (la care se pot simula viteze de pana la 120 km/h).

Toate aceste tipuri de standuri sunt prevazute cu rulouri pe care se aseaza rotile aceleiasi punti ale automobilului, rotile celorlalte punti ramanand in contact cu pardoseala atelierului. Dupa simularea, prin rotirea rulourilor, a vitezei de deplasare dorite, se actioneaza sistemul se franare al automobilului si se masoara forta de franare pentru fiecare roata.

4.2. Tipuri de standuri pentru testarea franelor

Standuri de forta cu rulouri

Acest tip de stand are cea mai larga raspandire, datorita pretului mai accesibil in raport cu cel al celorlalte standuri, pericolului de accidentare mai scazut si posibilitatilor de 'realizare atat a diagnosticarii starii tehnice generale cat si a diagnosticarii pe elemente a sistemului de franare.

Constructie si functionare

Un astfel de stand este format din doua module identice, plasate simetric in raport cu axa longitudinala a automobilelor. Schema constructiva a unui modul este prezentata in figura 4.1.

Electromotorul asincron 1 antreneaza prin intermediul cuplajului 2 reductorul 3 a carui carcasa este montata pe lagare. Momentul amplificat de reductor este transmis printr-un alt cuplaj unuia din rulourile 5. Acesta din urma este cuplat cu celalalt printr-o transmisie cu lant 9. Pentru a se asigura o aderenta maxima intre roata automobilului 7 si rulourile 5 confectionate din otel (coeficient de aderenta de 0,6-0,7) sunt fie acoperite cu un strat de bazalt, beton sau materiale sintetice, fie respectivii cilindri sunt prevazuti cu proeminente axiale.

Fig.4.2 – Stand de forta cu rulouri: 1-electromotor;2-cuplaj;3-reductor;4-;

5-rulouri;6-cuplaj rulouri;7-roata masina;8-suport;9-transmisie lant; [13]

Forta de apasare a rotii se transmite celor doua rulouri prin rezultantele radiale R' si R'’. La actionarea mecanismului de franare al rotii se dezvolta fortele tangentiale de frecare F'fr respectiv F'’fr care, insumate, reprezinta forta de franare pentru roata respectiva:

F'fr + F'fr = F fr (4.1)

F'fr, F'’fr – Forta de frecare tangentiala;

R', R'’ – Rezultanta;

F'fr si F'fr fr actionand la o distanta egala cu raza ruloului fata de axa de rotatie a acestuia, vor genera un moment de franare:

Mfr= (F'fr + F'fr) Rrulou = Ffr Rrulou (4.2)

Mfr – Moment de franare;

Rrulou – Raza rulou;

Acesta este aplicat la iesirea din reductor. Datorita raportului de transmitere ired si randamentului rred ale reductorului, intre Mj-r si momentul Mm produs de electromotor exista relatia:

Mm = Mfr / (ired ηred). (4.3)

Mm – Moment produs de electromotor;

ired – Raport de transmitere reductor;

ηred – Randament reductor;

Diferenta dintre Mfr si Mm ar trebui sa fie preluata de suporturile carcasei reductorului. Aceasta insa, fiind montata pe lagare, tinde sa se roteasca necontrolat. Pentru a impiedica acest lucru, pe carcasa este fixata tija 4 a carei extremitate libera se sprijina pe un dispozitiv de masurare a fortei de apasare F. in aceasta situatie, echilibrul momentelor ce actioneaza asupra reductorului este descris de ecuatia:

Mm+ Fl= Mfr, (4.4)

in care l este bratul fortei F (distanta de la forta la axa de rotatie a carcasei reductorului).

Inlocuind in aceasta relatie pe Mm cu expresia determinata anterior, se obtine:

F= (Ffr / l) (1-1/ired ηred). (4.5)

Inlocuind si pe Mfr in functie de Ffr si Rrulou se obtine :

F = (FfrRrulou/l)(1-1/iredηred). (4.6)

Avand in vedere ca Rru¡ou , l si ired reprezinta constante constructive ale standului, iar ηred poate fi considerat si el o marime cvasisconstanta pentru reductorul respectiv, rezulta ca forta masurata F este aproximativ direct proportionala cu forta de franare Ffr.

Blocarea rotilor in timpul incercarii este un fenomen nedorit din doua motive: ea conduce la reducerea coeficientului de aderenta al rotii la rulouri si, implicit, a fortei de franare; pe de alta parte, in momentul blocarii rotii apare tendinta de expulzare a rotii automobilului de pe rulouri. Acest din urma efect devine evident in special la incercarea franei de stationare care actioneaza, de regula, asupra rotilor unei singure punti a automobilului; celelalte roti aflate pe podeaua atelierului nefiind franate, se poate produce evacuarea automobilului de pe stand.

Pentru a preveni acest fenomen, standul este prevazut cu rola 6 mentinuta in contact permanent cu roata automobilului de catre forta elastica a arcului 8. Rola este prevazuta cu un traductor de miscare de rotatie, care va identifica cu promptitudine tendinta de blocare a rotii. in acest moment se va emite o comanda care va reduce curentul de excitatie al electromotorului, micsorand astfel momentul sau motor si prevenind expulzarea rotilor automobilului de pe stand.

Simultan se va aprinde o lampa de semnalizare la panoul standului, anuntand prin aceasta ca testul s-a incheiat. Sistemul electronic al standului va afisa valoarea maxima a fortei de franare inregistrata pentru fiecare din rotile puntii aflata la un moment dat pe stand.

MODELARE IN INVENTOR PRO 2015

Folosind software-ul specializat pentru modelare 3D din pachetul AutoDesk, InventorPRO 2015, se va realiza un model la scara a standului. Pentru fiecare componenta in parte, pornind de la suportul pe care sunt asezate componentele standului si continuand cu motorul, arborele, discul de frana, etrierul si volantul, s-au folosit toate comenzile de care dispune software-ul.

Fig.5 – Disc de frana ( stanga ), etrier si placute de frana ( dreapta );

Piesele au fost achizitionate dintr-un punct colector de piese auto, fiind dezmembrate de pe un autovehicul Seat Leon 1, model 1999-2002. Piesele fac parte din asamblul punte fata, avand o erodare doar de suprafata, putand fi folosite experimental doar dupa aplicarea un tratament chimic sau strunjire pentru a inlatura stratul exterior de rugina si pentru a nivela suprafata.

Spre diferenta de discul de frana gasit anterior, acesta a fost modelat avand opt canale pentru surub, nu doar patru. S-a adoptat aceasta solutie doar pentru a usura constrangerea componentelor in cazul ansamblului.

Fig.5.1 – Disc de frana ventilat ( Autodesk Inventor );

S-a ales un disc ventilat deoarece, datorita spatiilor dintre cele doua fete ale discului, acesta se va racii mai rapid, caldura distribuindu-se uniform pe suprafata de contact, fiind tot odata folosit in zilele noastre la orice autovehicul acest tip de disc.

Etrierul este una din componentele principale ale standului de franare. Din punct de vedere geometric, nu s-a realizat o modelare exacta, avand doar cotele identice, odata cu ariile si dimensiunile constructive ale placutelor de frana.

Fig.5.2 – Etrier si placute de frana ( Autodesk Inventor );

Fig.5.3 – Ansamblu arbore-flansa-disc ( Autodesk Inventor );

Fig.5.4 – Ansamblu arbore-flansa-disc ( Autodesk Inventor );

Dupa ce am realizat montajul, odata cu pornirea motorului electric s-au observat cateva defecte mecanice aparute datorita componentelor si solutiile adoptate:

Vibratii in arbore – datorita suruburilor fara prezoane de cauciuc, solutia adoptata fiind clara ( adaugarea unor prezoane de cauciuc )

Joc in cupla arbore-flansa – avand un joc de dimensiuni foarte mici, solutia adoptata a fost adaugarea unui surub de fixare.

Pentru a sustine in conditii de buna functionare volantul, s-au introdus o pereche formata din doi rulmenti radiali-axiali.

Fig.5.5 – Ansamblu arbore-flansa-rulmenti-volant ( Autodesk Inventor );

Volantul este una dintre cele mai grele piese ale ansamblului, cantarind cca. 80kg. In timpul mersului in gol, in primele 5-6 secunde de functionare, datorita greutatii excesive apar vibratii in arbore, atenuate de altfel dupa depasirea rezonantei.

Pentru a evita acest lucru, se poate impune inlocuirea actualului volant cu un volant de pana la 50kg, doar pentru a echilibra masele puse in miscare de rotatie, si a evita rezonanta.

Fig. 5.6 – Stand de testare al placutelor de frana ( stanga );

Fig. 5.7 – Stand de testare al placutelor de frana ( Autodesk Inventor – stanga );

Ansamblul final a fost realizat avand in total peste 30 de componente, folosindu-se aproape toate comenzile pe care software-ul le poate oferii.

Pornind de la comenzile de baza in proiectare 2D: sketch, line, circle, arc, file, move, trim, etc; comenzile din proiectare 3D: extrude, revolve, sweep, loft, hole, shell, etc; si spre final comenzile de asamblare 3D: place, joint, constrain, bolten connection, shaft,etc.

Standul dispune de un motor de 5kW, actionat printr-o pornire directa, incadrandu-se in categoria motoarelor usoare, neavand nevoie de o pornire stea-triughi. Schema electrica este simpla avand doar un releu intermediar si sigurantele automate pe panoul electric.

ANALIZA CU ELEMENTE FINITE IN ANSYS WORKBENCH

Bazele analizei cu elemente finite au fost pentru prima dată formulate în 1943 de către matematicianul german Richard Courant (1888-1972), care, îmbinând metoda Ritz cu analiza numerică în probleme de calcul variațional și minimizare, a obținut soluții satisfăcătoare pentru analiza sistemelor cu vibrații. Începând cu anul 1970, metoda elementelor finite a fost folosită la rezolvarea celor mai complexe probleme din domeniul structurilor elastice continue, de la construcțiile civile, industriale sau de baraje până la construcțiile de nave maritime, respectiv cosmice.

Principiile metodei analizei cu elemente finite Fenomenele fizice de acest fel sunt descrise din punct de vedere matematic de ecuații diferențiale, prin a căror integrare, în condiții la limită date, se obține o soluție exactă a problemei. Această cale analitică are dezavantajul ca este aplicabilă numai în cazul problemelor relativ simple. Problemele care intervin în activitatea practică sunt de cele mai multe ori complexe în ce privește alcătuirea fizică și geometrică a pieselor, condițiile de încărcare, condițiile la limită etc., astfel încât integrarea ecuațiilor diferențiale este dificilă sau chiar imposibilă. În metoda elementului finit se utilizează, ca punct de plecare, un model integral al fenomenului studiat. El se aplică separat pentru o serie de mici regiuni ale unei structuri continue obținute prin procedeul discretizării, denumite elemente finite, legate între ele în puncte numite noduri.

Aceste elemente finite trebuie astfel concepute încât ansamblul lor să reconstituie cât mai fidel posibil structura reală analizată. În principiu, aceste legături trebuie astfel concepute încât să permită o convergență numerică către soluția exactă, atunci când structura este discretizată în elemente finite cu dimensiuni din ce în ce mai reduse. Etapele de rezolvare a unei probleme cu ajutorul metodei elementelor finite:

Etapa 1. Împărțirea domeniului de analiză în elemente finite. În această etapă analistul alege tipul sau tipurile de elemente finte adecvate problemei de rezolvat, apoi împarte structura în elemente finite. Această operație, care se numește și discretizare, poate fi făcută cu ajutorul calculatorului. Tipul de element finit este definit de mai multe caracteristici, cum sunt numărul de dimensiuni (uni-, bi-, tridimensional), numărul de noduri ale elementului, funcțiile de aproximare asociate și altele. Alegerea tipului de element finit are mare importanță pentru necesarul de memorie internă, pentru efortul de calcul impus calculatorului și pentru calitatea rezultatelor. Punctul de plecare pentru construcția matematică a diferitelor metode de elemente finite îl constituie respectarea următoarelor principii:

• utilizarea unei aproximări bazată pe folosirea de elemente mai simple, pentru care avem la dispoziție o soluție;

• sporirea exactității calculului prin rafinarea discretizării.

Etapa 2. Constituirea ecuațiilor elementelor finite (ecuațiile elementale). Comportatea materialului sau mediului în cuprinsul unui element finit este descrisă de ecuațiile elementelor finte denumite și ecuații elementale. Acestea alcătuiesc un sistem de ecuații al elementului. Ecuațiile elementale pot fi deduse direct, pe cale variațională, prin metoda reziduală sau a reziduurilor (Galerkin) sau prin metoda bilanțului energetic.

Etapa 3. Asamblarea ecuațiilor elementale în sistemul de ecuații al structurii. Comportarea întregii structurii este modelată prin asamblarea sistemelor de ecuații ale elementelor finite în sistemul de ecuații al structurii, ceea ce din punct de vedere fizic înseamnă că echilibrul structurii este condiționat de echilibrul elementelor finite. Prin asamblare se impune ca, în nodurile comune elementelor, funcția sau funcțiile necunoscute să aibă aceeași valoare.

Etapa 4. Implementarea condițiilor la limită și rezolvarea sistemului de ecuații al structurii. Sistemul de ecuații obținut în urma implementării condițiilor la limită corespunzătoare problemei concrete este rezolvat printr-unul din procedeele obișnuite, de exemplu prin eliminarea Gauss sau prin descompunerea Choleski, obținându-se valorile funcțiilor in noduri. Acestea se numesc și necunoscute primare sau de ordinul întâi.

Etapa 5. Efectuarea de calcule suplimentare pentru determinarea necunoscutelor secundare. În unele probleme, după aflarea necunoscutelor primare, analiza se încheie. Acesta este de obicei cazul problemelor de conducție termică, în care necunoscutele primare sunt temperaturi nodale. În alte probleme însă, cunoașterea numai a necunoscutelor primare nu este suficientă, analiza trebuind să continuie cu determinarea necunoscutelor secundare sau de ordinul doi. Astfel, de exemplu, în problemele mecanice de elasticitate, necunoscutele primare sunt deplasările nodale. Și în cazul problemelor termice analiza poate continua cu determinarea necunoscutelor secundare care sunt intensitățile fluxurilor termice (gradienți termici).

Ansys workbench este unul dintre programele specializate in analiza cu element finit, este un mediu software pentru efectuarea de analize structurale, termice și electromagnetice. Clasa se concentrează asupra creării și optimizării geometriei, atasării geometriei existente, stabilirii modelului de element finit, rezolvării și revizuirii rezultatelor.

Modelul creat cu software-ul InventorPro a fost importat in Ansys Workbench, astfel putand lucra asupra geometriei fara a fi nevoie sa o cream din nou folosind un program tip CAD.

Fig. 6 – Stand de testare al placutelor de frana ( Ansys Workbench – Imported );

Modelul de stand va fi analizat in modulul „Static Structural”, o astfel de analiză statică determină deplasările, solicitările, tensiunile și forțele din structuri sau componente cauzate de sarcini care nu induc efecte inerțiale și amortizare semnificative.

Se presupune condiții de încărcare și răspuns constant; Adică încărcăturile și răspunsul structurii se presupune că variază încet în funcție de timp.

Fig. 6.a – Stand de testare al placutelor de frana ( Ansys Workbench – Geometry);

Reteaua de elemente finite este probabil cea mai importantă parte din oricare dintre simulările computerizate, deoarece poate să arate schimbări drastice în rezultatele pe care le obțineți. Meshing-ul înseamnă că creați o rețea a unor puncte de rețea numite noduri. Se face cu o varietate de instrumente și opțiuni disponibile în software.

Rezultatele sunt calculate prin rezolvarea numerică a ecuațiilor de guvernare relevante la fiecare dintre nodurile rețelei. Ecuațiile de guvernare sunt aproape totdeauna ecuații diferențiale parțiale, iar metoda elementului finit este folosită pentru a găsi soluții la astfel de ecuații. Modelul și poziționarea relativă a nodurilor afectează de asemenea soluția, eficiența și timpul de calcul.

Fig. 6.b – Stand de testare al placutelor de frana ( Ansys Workbench – Meshing);

Libraria de materiale este foarte importanta, fara proprietatile exacte ale materialului folosit nu se pot calcula corect tensiunile si deformatiile.

Fig. 6.c – Librarie de materiale ( Ansys Workbench – Engineer Data);

6.1 Analiza asupra arborelui standului

Fig. 6.1.1 – Cuplaj arbore-flansa-volant ( Ansys Workbench – Meshing);

Datorita numarului mare de elemente prezente, si datorita faptului ca analiza se va axa asupra arborelui si pieselor ce il inconjoara ( suruburi, piulite, flanse, rulmenti, suport stand, volant ), s-au exclus piesele ce ingreuneaza procesul de calcul. Avand mai multa putere de calcul, s-a realizat o retea de elemente finite mai fina pentru rezultate mai exacte.

Modelul are 216778 noduri si 119297 elemente tetraedrale. Elementele de solid utilizate (elemente tetraedrale) au 3 grade de libertate pe nod si anume translatiile dupa cele trei axe.

Conditiile la limita folosite in analiza statica a standului sunt reprezentate in Figura 6.1.2; s-a impus valoarea momentului care este aplicat arborelui la nivelul celei calculate anterior prin metoda analitica.

Fig. 6.1.2 – Cuplaj arbore-flansa-volant ( Ansys Workbench – Conditii la limita);

Valoarea rezistenței admisibile a unui material este, în principiu, specifică fiecărui tip de solicitare și se definește, teoretic, prin comparație cu o stare limită de pe curba lui caracteristică la solicitarea respectivă. Starea limită este considerată periculoasă pentru rezistența materialului și trebuie, prin urmare, să nu fie atinsă pe parcursul funcționării piesei pentru care se fac calculele de rezistență.

Tintele calculului pentru evaluarea rezistentei standului sunt deformatiile maxime si starea de tensiuni, mai exact tensiunile maxime, acestea purtand denumirea de tensiuni echivalente Von-Mises.

Fig. 6.1.3 – Cuplaj arbore-flansa-volant-disc de frana ( Ansys Workbench – Total Deformation );

Deformatiile totale se incadreaza in valorile normale, valoarea maxima a deformatiei se afla intre cele 2 flanse la unul din prezoane.

= 7.51 * [m] = 7.51 * [mm] = 0.0751[mm] (6.1)

In figura 6.1.3 este reprezentat un detaliu al distributiei deformatiilor, astfel putandu-se observa mai bine zona cu cele mai mari deplasari.

Fig. 6.1.4 – Cuplaj arbore-flansa-volant-disc de frana ( Ansys Workbench – Total Deformation );

Fig. 6.1.5a– Distributia tensiunilor von Mises ;

Fig. 6.1.5b– Distributia tensiunilor von Mises – detaliu tensiune maxima in zona suruburilor de prindere pe discul de franare;

Fig. 6.1.6 – Distributia tensiunilor tangentiale maxime;

Tensiunile care sunt evaluate pentru structura 3-D sunt tensiuni echivalente (von Mises). Tensiunile von Mises sunt calculate utilizand componentele tensorului tensiunilor:

VON MISES= {(1/2)[( 𝜎X – 𝜎Y)2 + (𝜎X – 𝜎Z)2 + (𝜎Y – 𝜎Z)2] + 3(𝜏XY2 + 𝜏XZ2 + 𝜏YZ2)}(1/2)

unde:

𝜎- tensiunile normale;

𝜏 – tensiuni tangentiale.

Intr-o formulare echivalenta functie de tensiunile principale, tensiunea von Mises se poate scrie sub forma:

VON MISES= {(1/2)[( 𝜎1 – 𝜎2)2 + (𝜎1 – 𝜎3)2 + (𝜎2 – 𝜎3)2]}(1/2) (6.2)

Tensiunile von Mises sunt comparate cu tensiunea de curgere a materialului.

Valoarea maxima a tensiunii Von-Mises este sub limita admisibila, se observa in Figura 6.1.5a si detaliu in Figura 6.1.5b si are valoarea :

9.107 * [Pa] = 91.07 [MPa] (6.3)

= 150 [MPa] – tractiune/compresiune/incovoiere;

Valoarea maxima a tensiunii von Mises se inregistreaza in zona suruburilor de prindere pe discul de franare, Figura 6.1.5b.

Valoarea maxima a tensiunii de forfecare, Figura 6.1.6, este sub limita admisibila si are valoarea de 52.115MPa.

= 90 [MPa] – forfecare

Pe componente tensiunile echivalente von Mises sunt reprezentate in Figura 6.1.7 (pentru arbore), Figura 6.1.8 (pentru pene), Figura 6.1.9 (pentru discul de franare).

Fig. 6.1.7– Distributia tensiunilor von Mises in arbore;

Fig. 6.1.8– Distributia tensiunilor von Mises in penele longitudinale;

Fig. 6.1.9– Distributia tensiunilor von Mises in disc;

La functionarea fara cuplarea frecarii, valorile maxime ale tensiunilor von Mises si de forfecare maxime nu depasesc valorile corespunzatoare admisibile pentru tractiune/compresiune/incovoiere si forfecare.

Daca se calculeaza factorul de siguranta al structurii in raport cu valoarea tensiunii de curgere considerata de 250MPa, se constata ca structura (standul) functioneaza in conditii de siguranta deoarece cea mai mica valoare a acestuia este de 2.7451 (Figura 6.1.10).

Pe componente distributia factorului de siguranta este reprezentata in Figura 6.1.11 (pentru arbore), Figura 6.1.12 (pentru pene), Figura 6.1.13 (pentru discul de franare), Figurile 6.1.14 (pentru suruburile de fixare ale discului cu semicuplele) .

Fig. 6.1.10– Distributia factorului de siguranta pe stand in raport cu limita de curgere de 250MPa;

Fig. 6.1.11– Distributia factorului de siguranta pe arbore in raport cu limita de curgere de 250MPa;

Fig. 6.1.12– Distributia factorului de siguranta pe penele longitudinale in raport cu limita de curgere de 250MPa;

Fig. 6.1.13– Distributia factorului de siguranta pe discul asamblat in raport cu limita de curgere de 250MPa;

Fig. 6.1.14– Distributia factorului de siguranta pe suruburi in raport cu limita de curgere de 250MPa

6.2 Analiza rezistentei elementelor standului in cazul introducerii placutelor de franare in contact cu discul de frana

S-a utilizat acelasi model importat (step) din Inventor si pentru analiza structurala in cazul franarii discului. Analiza are in vedere modelarea franarii cu ajutorul a doua placute de franare ale etrierului de frana in contact cu frecare cu discul de frana (Figura 6.2.1).

Asupra placutelor este aplicata presiun normala de 100 Pa iar pentru contactul cu frecarea dintre cele doua materiale este definit un coeficient de franare de 0.3 (Figura 6.2.2). Placutele sunt considerate fixe. In Figura 6.2.3 este reprezentata reteaua cu elemente finite.

Fig. 6.2.1 – Cuplaj arbore-disc frana-placute de frana-volant ( Ansys Workbench – Geometrie);

Pentru a simplifica calculul, in locul celor doua placute modelate in inventor, s-au folosit doua paralelipipede cu aceeasi arie de contact, fiind efectiv aceleasi corpuri pe suprafata discului, dar simplificand geometria putem avea mult mai putine elemente finite de care sa tinem cont.

Fig. 6.2.2 – Conditiile la limita (legaturi si incarcari);

Discul de frână, numit și rotorul, este componenta rotativă din cadrul frânei sistem conectat la butucul roții. Discul asigură suprafața de frecare pentru plăcuțe, care generează cuplu de frânare. Discurile de frânare sunt frecvent ventilate sau traversate acest lucru facilitează disiparea căldurii.

Plăcuțele de frână sunt construite cu o placă de sprijin din oțel ștanțată, pe care se află un materialul de fricțiune. Plăcuțele de frână sunt adăpostite într-un etrier de frână si alcătuiesc componenta care nu se rotește și care asigură interfața cu restul sistemului de frânare. Materialul plăcuței de frână, denumit și căptușeală, este partea in contact cu frecare pe suprafața discului si care se opune miscarii, care generează cuplu de frânare.

In Figura 6.2.4 este reprezentat campul deplasarilor totale, iar in Figura 6.2.5a este reprezentata distributia tensiunilor echivalente von Mises (valoarea maxima este de 60MPa), iar in Figura 6.2.5b este reprezentata distributia tensiunilor de forfecare maxime (valoarea maxima de 34 MPa).

Pe componente tensiunile echivalente von Mises sunt reprezentate in Figura 6.2.6 (pentru arbore), Figura 6.2.7 (pentru penele longitudinale), Figura 6.2.8 (pentru discul de franare).

Daca se calculeaza factorul de siguranta al structurii si in acest caz in raport cu valoarea tensiunii de curgere considerata de 250MPa, se constata ca structura (standul) functioneaza in conditii de siguranta deoarece cea mai mica valoare a acestuia este de 4.1599 (Figura 6.2.9). Valoarea minima a factorului de siguranta se concentreaza pe arbore in zona canalelor de pana (a se vedea Figura 6.2.10).

Fig. 6.2.3 – Reteaua cu elemente finite tetraedrale (217164 noduri si 119345 elemente tetraedrale);

Prin frecare apare o dezvoltare de căldură, care este frecvent în tehnică considerată drept "pierdere de energie". Se poate vorbi în astfel de cazuri de o "disipare de energie", mai ales în mecanică în calcule de energie cinetică, dar aceeași expresie este folosită și în procese energetice nemecanice.

Fig. 6.2.4 – Disc de frana si placute de frana ( Ansys Workbench – Total Deformation );

Fig. 6.2.5a – Disc de frana si placute de frana (distributia tensiunilor von Mises);

Fig. 6.2.5b – Disc de frana si placute de frana (distributia tensiunilor de forfecare maxime);

Fig. 6.2.6 –Distributia tensiunilor von Mises pe arbore;

Fig. 6.2.7 –Distributia tensiunilor von Mises pe penele longitudinale;

Fig. 6.2.8 –Distributia tensiunilor von Mises pe discul de franare;

Fig. 6.2.9 –Distributia factorului de siguranta la aplicarea franarii;

Fig. 6.2.10 –Distributia factorului de siguranta la aplicarea franarii pe arbore (valoarea minima se concentreaza pe arbore in zona canalelor de pana)

CONCLUZII

La functionarea cu sau fara cuplarea frecarii, valorile maxime ale tensiunilor von Mises si de forfecare maxime nu depasesc valorile corespunzatoare admisibile pentru tractiune/compresiune/incovoiere si forfecare.

Daca se calculeaza factorul de siguranta al structurii in raport cu valoarea tensiunii de curgere considerata de 250MPa, se constata ca structura (standul) functioneaza in conditii de siguranta deoarece cea mai mica valoare a acestuia este de 2.7451 (la functionarea fara aplicarea conditiilor de franare) si de 4.1599 (la functionarea cu aplicarea conditiilor de franare).

Pornind de la aceste rezultate privind momentele transmise de catre arborele-motor, discului de frana, este posibila testarea fizica a standului cu marci tensiometrice. La fel se poate aplica si in cazul frecarii cu ajutorul unor senzori de frictiune, senzori termici, etc.

Standul poate fii imbunatatit din punct de vedere electric cu o platforma mai complexa de comanda formata din relee termice, contactoare ( pentru a asigura pornirea in stea-triunghi, sau in sens invers de rotatie ), disjunctoare, aceste echipamente oferindu-i o utilizare profesionala pentru testarea diferitelor placate de frana sau discuri de frana.

BIBLIOGRAFIE

[1] Fratila Gh., Marculescu Gh., „Sistemele de franare ale autovehiculelor” – EdituraTehnica, Bucuresti 1986;

[2] D.Cristescu, V. Raducu., „Automobilul: constructie, functionare si depanare” – Editura Tehnica, Bucuresti 1986.

[3] Frățilă Gh., „Automobile cunoaștere, întreținere și reparare” – Editura Didactică și Pedagogică, București 2005.

[4] Pavel T., Mihai H., “Rezistenta Materialelor-Notiuni Fundamentale” – Editura Mirton, Timisoara 2006.

[5] Viorica C., Vasile P., “Organe de Masini si Mecanisme” – Editura Fundatiei Universitare Dunarea de Jos, Galati 2004.

[6] Maksay I. Stefan., „Introducere in metoda elementelor finite” – Editura Cermi, Iasi 2008.

[7] G. P. Nikishkov., „Introduction to the finite element method” – Lecture Notes, University of Aizu, Japan 2004.

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

[9] Despre franare in genere – http://www.spuse.ro/despre-franare-in-genere-articol-de-sezon/

[10] Automotive disc brake and drum brake illustrations – http://www.khulsey.com/car-brake-illustrations.html

[11] Proiect la disciplina bazele aschieri si scule aschietoare: arbori – http://www.qreferat.com/referate/mecanica/PROIECT-LA-DISCIPLINA-BAZELE-A912.php

[12] Frana disc – http://www.creeaza.com/tehnologie/tehnica-mecanica/Frana-disc212.php

[13] Diagnosticarea sistemului de franare – http://www.scritub.com/tehnica-mecanica/DIAGNOSTICAREA-SISTEMULUI-DE-F21158.php

ANEXE

– Desene de Executie –