Sistemul de Franare Abs

Cuprins

Analiza constructiv-funcțională a sistemului de frânare ABS

1.1 Introducere . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2

Noțiuni generale privind frânarea. Avantajul sistemului de frânare ABS

față de sistemul de frânare convențional . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2

Schema și funcționarea sistemului de frânare ABS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3

Sistemul EDL . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6

Avantaje și concluzii . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7

Proiectarea mecanismului cu camă

Introducere . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8

Legile de mișcare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8

Urcarea . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9

Coborârea . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11

Transmiterea forțelor în mecanismele cu camă . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13

Determinarea razei cercului de bază . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13

Proiectarea profilului camei . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 14

Proiectarea mecanismului cu roți dințate

Introducere . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 16

Proiectarea mecanismului cu roți dințate . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 16

Desenul de execuție al roții 1 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19

4. Bibliografie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 20

=== Full-pj ===

Cuprins

Analiza constructiv-funcțională a sistemului de frânare ABS

1.1 Introducere . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2

Noțiuni generale privind frânarea. Avantajul sistemului de frânare ABS

față de sistemul de frânare convențional . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2

Schema și funcționarea sistemului de frânare ABS . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3

Sistemul EDL . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 6

Avantaje și concluzii . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 7

Proiectarea mecanismului cu camă

Introducere . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8

Legile de mișcare . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8

Urcarea . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 9

Coborârea . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11

Transmiterea forțelor în mecanismele cu camă . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13

Determinarea razei cercului de bază . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13

Proiectarea profilului camei . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 14

Proiectarea mecanismului cu roți dințate

Introducere . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 16

Proiectarea mecanismului cu roți dințate . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 16

Desenul de execuție al roții 1 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19

4. Bibliografie . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 20

Analiza constructiv-funcțională a sistemului de frânare ABS

1.1. Introducere

În a doua parte a secolului XX. producția de autovehicule s-a dezvoltat foarte mult creându-se motoare foarte puternice, care sunt capabile să realizeze accelerații și viteze foarte mari ale mașinilor. Din această cauză a apărut necesitatea conceperii unor sisteme moderne (mecatronice), care să facă mai sigură circulația pe drumurile publice. Paralel cu aceste sisteme de securitate s-au dezvoltat și sistemele pentru confortul pasagerilor și bineînțeles sistemele pentru managementul motorului, care au asigurat forțe și performanțe și mai mari ale motoarelor. Totalul sistemelor clasice și mecatronice formează autovehiculul mecatronic.

Unul dintre cele mai importante dintre aceste sisteme mecatronice este sistemul de frânare cu ABS, care face posibilă oprirea autovehiculelor în condiții de siguranță. Denumirea ABS vine de la Anti-Lock Braking System (sistem de frânare cu anti-blocare).

1.2 Noțiuni generale privind frânarea. Avantajul sistemului de frânare ABS față de sistemul de frânare convențional

Frânarea constă în consumarea energiei cinetice (prin frecare), acumulate de autovehicul, ceea ce se realizează cu ajutorul discurilor și a plăcuțelor de frână și a unor forțe (presiuni) acționând asupra lor cu ajutorul unor actuatori hidraulici. (figura 1.1).

figura 1.1

Formula următoare reprezintă relația energiei cinetice:

Ec = 0,5mv2 ,

unde: – m reprezintă masa autovehiculului și

– v reprezintă viteza autovehiculului.

Din formula de mai sus se poate observa că energia cinetică crește exponențial cu pătratul vitezei, ceea ce înseamnă că distanța de oprire la o viteză de 100 km/h este de 4 ori mai mare, decât la o viteză de 50 km/h (bineînțeles, la o forță de frânare identică).

Sistemul de frânare ABS a jucat un rol foarte important în creșterea siguranței active a automobilului. Cel mai mare avantaj al ABS-ului fața de sistemul de frânare convențional este că la o frânare puternică, pe un carosabil alunecos, evitând deraparea, sistemul de frânare ABS face ca vehiculul să poată efectua viraje și schimbări de direcție în timpul frânarii, respectiv poate să reducă distanța de frânare în anumite condiții nefavorabile (de exemplu: pe zăpadă, sau pe gheață având cauciucuri de iarna cu cuie), mașina adaptându-se la condițiile de trafic și de drum. Totuși, nu trebuie să ne așteptăm ca ABS-ul să scurteze distanța de frânare în orice condiții de drum. Când conducem pe criblură, nisip sau mai ales zăpadă proaspătă, depusă pe un strat de gheață, mașina trebuie condusă mai încet și cu multă grijă, pentru că distanța de oprire poate să fie mult mai lungă.

1.3. Schema și funcționarea sistemului de frânare ABS

Schema de distribuție (în plan) a sistemului de frânare ABS este prezentată în figura următoare:

figura 1.2

Sistemul de frânare ABS este compus din senzori, o unitate ECU, o unitate HCU și din actuatori hidraulici. Deci din 4 senzori, câte unul pe fiecare roată (în acest caz, pentru că sunt variante, în care la roțile din spate se pune doar un singur senzor, mai ales când aceștia sunt roțile tractoare), care au rolul de a măsura turația roților și de a trimite informațiile obținute la o unitate centrală ECU (Electronic Control Unit).

Unitatea ECU are rolul de a prelucra aceste informații și de a trimite altele, obținute din cele prelucrate, către unitatea HCU (Hydraulic Control Unit). Această unitate are rolul de a scade (pentru o secvență și la perioade de timp bine stabilite) presiunea uleiului, în acel circuit de frânare, de la care informațiile trimise de senzori, către ECU, au fost diferite față de cele prestabilite a fi corecte, printr-un actuator hidraulic. Unitatea HCU va efectua această operație până când unitatea ECU va primi, de la senzori, informații diferite față cele prestabilite a fi corecte.

Unitatea de comandă (ECU + HCU) este prezentată în figura următoare:

figura 1.3

Sistemul de frânare ABS nu funcționează decât la o viteză mai mare de aproximativ 7 km/h. La o frânare bruscă, atunci când turația uneia dintre roți atinge un anumit nivel minim, care este prea scăzută fața de viteza mașinii și roata tinde să se blocheze, presiunea de la frânele aferente se scade cu ajutorul actuatorului hidraulic comandat de unitatea de control HCU (pentru o secvență și la perioade de timp bine stabilite).

La cealaltă variantă constructivă, deci cu 3 senzori (cu un singur senzor la roțile din spate), la roțile din fața această presiune este reglată separat la fiecare dintre ele, iar la roțile din spate împreuna. Efectul frânarii în același timp pentru ambii roți din spate face ca stabilitatea mașinii să fie menținută cât mai mult posibil (exclusiv momentele când una dintre roțile din spate părăsește șoseaua, din cauza unui carosabil accidentat, blocându-se, și ABS-ul slăbește frânarea pentru o fracțiune de secundă și pentru roata cealaltă). Unitatea ECU începe să preia informațiile de la senzorii roților și să le prelucreze, din momentul apăsării pedalei de frână.

Dacă intervine vreun defect în funcționarea sistemului ABS, pe bordul mașinii se aprind unul sau două becuri de semnalizare.

În figura următoare este prezentată schema bloc a sistemului de frânare ABS:

figura 1.4

unde: – 15 – este un terminal conectat la contactul mașinii;

30 – este terminalul (+) de alimentare a unității de control;

31 – este terminalul (-), (ground);

A2 – unitatea de control;

B25, B26 – sunt senzorii de turație ai roților față-stânga respectiv față-dreapta;

B27, B28 – sunt senzorii de turație ai roților spate-stânga respectiv spate-dreapta;

H1.5 – bec de semnalizare;

S29/S43 – sunt întrerupătoare (switch-uri), semnale de intrare de la pedala de frână;

WSS – „distance signal”, semnal de intrare pentru unitatea HCU, care conține informații asupra scăderii presiunii în circuitele de frânare;

X13 – „diagnostic link”.

În figura următoare este prezentată schema cu componentele sistemului de frânare ABS:

figura 1.5

unde: – 1 – este becul de semnalizare;

2 – senzorii spate-stânga și spate-dreapta;

3 – unitatea de control;

4 – senzorii față-stânga și față-dreapta.

1.4. Sistemul EDL

Vehiculele echipate cu ABS pot fi prevăzute și cu un sistem EDL (Electronic Differential Lock). Sistemul EDL înlesnește accelerarea și urcarea vehiculului pe o pantă abruptă în condiții nefavorabile. Acest sistem funcționează total automat, șoferul nefiind obligat să acționeze nici un buton de pe bordul mașinii.

Sistemul EDL folosește ca elemente de preluare a informațiilor senzorii sistemului ABS. Dacă la o viteză mai mare de 40 km/h apare o diferență de turație dintre roțile tractoare, mai mare de 100 rpm (ceea ce înseamnă aproximativ 1/3 din turația normală a roții la această viteză), deci apare patinarea uneia dintre roți din cauza unei părți de carosabil alunecos, sistemul EDL reduce turația roții care patinează prin acționarea ABS-ului asupra acestuia și în consecința prin diferențial aplică o forță de tracțiune mai mică pe roata cealaltă. Din cauza funcționării sistemului EDL, prin frânarea uneia dintre roțile tractoare (cea care patinează), acesta are in vedere că în cazul unor patinări dese ale aceleiași roți, acesta se auto-decuplează pentru perioade scurte de timp, evitând astfel supraîncălzirea elementelor de frânare (discuri și plăcuțe de frână). Având în vedere acest lucru, se recomandă conducătorilor auto să evite accelerările bruște și dese în condițiile unui carosabil alunecos, și mai ales când există posibilitatea ca amândouă roțile tractoare să patineze cu aproximativ aceeași turație, când nici EDL-ul nu poate ajuta.

1.5. Avantaje și concluzii

Avantajele sistemului de frânare ABS:

– împiedică blocarea de lungă durată a roților;

– controlul asupra direcției la frânare puternică;

– protejarea cauciucurilor;

– asigură aderența roților pe șosea (dacă amortizoarele sunt bune);

– oprirea în condiții de siguranță și scurtarea distanței de frânare;

– destinderea șoferului în timpul conducerii ( siguranța activă);

– evitarea derapării în cazul frânării pe carosabil umed sau alunecos;

– reduce distanța de frânare în condiții defavorabile de drum (acoperit cu zăpadă).

Tehnologia modernă are un rol foarte important în dezvoltarea autovehiculelor și a diferitelor sisteme mecatronice, dar sunt unele cazuri rare, când nici sistemul de frânare ABS și nici alte sisteme de securitate nu pot asigura siguranța maximă. În aceste cazuri extreme, cum ar fi: viteze foarte mari, condiții de drum și de trafic foarte rele, nu trebuie să ne asumăm riscul, deci trebuie să conducem prudent, adaptându-ne la condițiile de trafic și de drum. Totodată, conducând o mașină cu ABS pe un drum accidentat (cu gropi sau denivelări) și amortizoare uzate, când roțile pot să părăsească suprafața șoselei, trebuie să avem în vedere faptul că ABS-ul va mări distanța de frânare.

Proiectarea mecanismului cu camă

2.1. Introducere

Mecanismele cu camă se compun, in principal, dintr-o camă și un tachet. În vederea micșorării uzurii, între camă și tachet se interpune și o rolă.

Cama, care este un element profilat, poate să aibă o formă plană sau spațială. În funcție de aceasta există mecanisme cu camă plană și mecanisme cu camă spațială.

În cazul mecanismelor cu came plane, camele pot executa o mișcare de rotație, o mișcare de translație și uneori chiar o mișcare plan-paralelă. La fel, elementul condus – tachetul (culegătorul) – poate să execute o mișcare de rotație, o mișcare de translație sau chiar plan-paralelă.

2.2. Legile de mișcare

Mecanismele cu camă, prin profilarea corespunzătoare a camelor, oferă posibilitatea obținerii la culegător a celor mai variate legi de mișcare solicitate de procesele de mecanizare și automatizare în construcția de mașini.

Un prim aspect în studiul mecanismelor cu came este acela al deducerii legii de mișcare la tachet, atunci când mecanismul este cunoscut, adică profilul camei este cunoscut. Din analiza funcționării unui mecanism cu camă se pot evidenția mai multe faze.

Reprezentarea grafică a mărimii și succesiunii diferitelor faze ale mișcării corespunzătoare unui ciclu de funcționare se numește ciclogramă. Mai general, se întocmesc ciclograme pentru mașini care au rolul de a preciza sincronizarea funcționării mecanismelor ce compun mașinile. Ciclogramele pot fi polare și carteziene, în care se reprezintă, în cazul când cama execută o mișcare de rotație, mărimile și succesiunea celor patru unghiuri de fază ale camei u, R, c, r, corespunzătoare fazelor de urcare (înaintare), de repaus superior (exterior), de coborâre (înapoiere) și de repaus inferior (interior). La utilizarea mecanismelor cu came se urmărește obținerea unei anumite legi de mișcare a tachetului. Aceste legi de mișcare pot fi date sub forme foarte variate în funcție de destinația mecanismului cu camă, de exemplu: legea de variație spațiului, legea de variație a accelerației, etc.

În continuare vor fi prezentate legile de mișcare (variațiile lui s, v/ și a/2) pentru fazele de urcare, respectiv coborâre.

n = 9 h = 70 + 2n [mm] u = 120 + 5n [grade] c = 120 – 2n [grade]

= 40 [grade] R = 23 [grade] r = 70 [grade]

deci h = 88 [mm] u = 165 [grade] c = 102 [grade]

Legea de mișcare pentru urcare: cosinus

Legea de mișcare pentru coborâre: sinus

2.2.1. Urcarea

Legea de mișcare este cea cosinusoidală, deci sunt valabile următoarele formule:

,

Pentru a afla graficele lui s, v/ și a/2 unghiul de urcare se împarte în 12 părți egale astfel:

, obținând pentru fiecare valorile corespunzătoare ale lui s, v/ și a/2. În continuare vor fi prezentate valorile obținute și graficele pentru s, v/, respectiv a/2:

Aceste grafice reprezintă variațiile cursei, vitezei și a accelerației, pentru faza de urcare a mecanismului cu camă.

2.2.2. Coborârea

La coborâre legea de mișcare este cea sinusoidală și sunt valabile următoarele formule:

,

La fel ca și la urcare și la coborâre unghiul de coborâre c se împarte în 12 părți egale pentru determinarea graficelor lui s, v/ și a/2.

Valorile unghiurilor, curselor, vitezelor și a accelerațiilor pentru coborâre sunt următoarele:

Graficele lui s, v/ și a/2 sunt următoarele:

Aceste grafice reprezintă variațiile cursei, vitezei și a accelerației, pentru faza de coborâre a mecanismului cu camă.

2.3. Transmiterea forțelor în mecanismele cu camă

Pe lângă realizarea unor legi de mișcare impuse ale tachetului, mecanismele cu camă trebuie proiectate în așa fel, încât transmiterea mișcării sub acțiunea forțelor să aibă loc în bune condițiuni, adică să se evite nedoritul fenomen al autoblocării. În calculul forțelor pentru evitarea autoblocării apar unghiurile:

– unghiul de presiune și

– unghiul de transmitere. ( + = 90).

Pentru a se evita autoblocarea mecanismului cu camă, este necesar ca unghiul de transmitere efectiv să satisfacă următoarea condiție:

a > cr ,

unde: – a se numește unghi de transmitere admisibil și

– cr se numește unghi de transmitere critic.

În prezentul proiect, fiindcă este cunoscut valoarea lui ( = 40), nu se va face un calcul separat pentru evitarea autoblocării, presupunând că a > cr .

2.4. Determinarea razei cercului de bază

Cercul de bază al camei este cercul pe care se află profilul camei în faza de repaus inferior. Pentru o cursă h a mecanismului cu camă, mărimea cercului de bază alături de excentricitatea e definește dimensiunile de gabarit ale mecanismului. Semnul din fața lui e poate să fie “ – “ sau “ + ”, în funcție de excentricitate negativă respectiv pozitivă.

Deci determinarea razei cercului de bază în condițiile unei bune funcționări a mecanismului constituie o problemă importantă în proiectare. Buna funcționare a mecanismului este condiționată de unghiul de transmitere. Bineînțeles între unghiul de transmitere și dimensiunile geometrice ale mecanismului cu camă există relații bine definite.

Făcând calcule putem constata că pentru a avea un mecanism cu camă cu unghi de transmitere mare (condiții bune de transmitere ale forțelor), trebuie ca raza r0 a cercului de bază să fie mare, ceea ce atrage după sine un gabarit mare al mecanismului cu camă. Dacă dorim ca gabaritul camei să fie mic, deci r0 mic, atunci unghiul de transmitere al camei va fi mic, ceea ce conduce la înrăutățirea condițiilor de transmitere ale forțelor sau chiar autoblocarea mecanismului. Desigur în proiectare se alege o soluție optimă prin limitarea inferioară a unghiului de transmitere la valori (a) pentru care condițiile de transmitere ale forțelor sunt mulțumitoare.

În figura următoare este prezentată determinarea razei cercului de bază și a excentricității cu ajutorul graficelor lui s și v/ pentru urcare și coborâre:

2.5. Proiectarea profilului camei

După stabilirea razei cercului de bază se poate trece la construirea profilului camei. Profilul camei construit pe cale grafica se va numi profilul teoretic al camei.

Profilul teoretic poate fi obținut și pe cale analitică. Întrucât mărimea razei cercului de bază nu afectează legea de mișcare a tachetului, este satisfăcătoare determinarea acesteia pe cale grafică. Mărimea preciziei profilului teoretic al camei și implicit a legii de mișcare reclamă determinarea acestuia pe cale analitică.

Profilul teoretic al camei vine în contact fictiv cu vârful tachetului. La mecanismele cu camă prevăzute cu role, vârful tachetului este chiar centrul rolei. Rola va veni în contact cu cama pe profilul practic (profilul de lucru) al camei.

Profilul practic al camei este curba înfășurătoare interioară sau exterioară a cercurilor de rază r, egală cu raza rolei, cercuri care au centrele pe profilul teoretic al camei.

Ca și profilul teoretic, și profilul practic se poate obține și pe cale analitică. În figura următoare este reprezentată determinarea profilului camei pe cale grafică:

Proiectarea mecanismului cu roți dințate

3.1. Introducere

Mecanismele cu roți dințate sunt formate din două sau mai multe roți dințate, care prin intermediul dinților transmit mișcare de rotație între două axe a căror poziție rămân invariabile. Procesul mișcării prin intermediul dinților se numește angrenare.

Sunt cele mai răspândite transmisii datorite unor avantaje ca:

permit transmiterea mișcării de la puteri foarte mici până la puteri foarte mari

permit posibilitatea realizării unui raport de transmitere constant

randamentul angrenajelor poate fi foarte mare.

Pentru transformarea mișcării de rotație în mișcare de translație se folosește un angrenaj format dintr-o roată dințată și o cremalieră. Cremaliera are proprietatea că numărul de dinți zcr .

3.2. Proiectarea mecanismului cu roți dințate

Să se proiecteze un mecanism cu roți dințate cilindrice cu dinți înclinați cunoscând următoarele caracteristici:

n = 9 n1 = 1500 + 5n [rot/min] i12 = 2 + 0.2n P = 2.5 + 0.1n [kW]

deci: n1 = 1545 [rot/min]

i12 = 3.8

P = 3.4 [kW]

Se alege: z1 = 22 , i12 = z2/z1 z2 = 84.

Se calculează: z1e = z1/cos3 = 24.4 si z2e = z2/cos3 = 93.2

unde: z1e și z2e reprezintă numărul de dinți echivalenți în cazul angrenajelor cu dinți înclinați.

Se aleg x1 = 0.65 si x2 = 2.19, deplasările specifice de profil din tabele.

Se adoptă x2 = 0.78 .

Roțile vor fi confecționați din OLC 45, STAS 880-66, îmbunătățit.

Se calculează distanța axială:

a0 = 127.75 [mm]

Mtc1 = Mt1kckd , Mt1 = 71680PCP / nrot/min [daNcm]

unde: – Mt1 este moment de torsiune

Mtc1 este moment de torsiune de calcul

kc = 1.11 este coeficient cinematic de repartizare a sarcinii

kd = 1.2 este coeficient de dinamicitate

a = 0.35 este coeficient axial al lățimii roții

ak = 950 N/mm2, este tensiune admisibilă.

o = 1.5, = 0.8, 01 = 0 = 20, = 15, unghiul de înclinare a danturii.

Se calculează modulul:

,

unde R1 este raza roții 1. Se adoptă mn = 2.42 [mm].

În următorul tabel sunt prezentate cele mai importante caracteristici ale celor două roți în mm, dacă nu se specifică altfel:

formula gradului de acoperire

Bibliografie

Demian, Tr., 1980, Elemente constructive de mecanică fină, Editura Didactică și Pedagogică, București.

Demian, Tr., 1980, Elemente constructive de mecanică fină. Aplicații., Editura Didactică și Pedagogică, București.

Handra-Luca, V., 1982, Introducere în teoria mecanismelor, vol.I, Editura Dacia, Cluj-Napoca.

Mătieș, V., 1998, Mecatronică, Editura Dacia, Cluj-Napoca.

Mătieș, V., 2000, Actuatori în mecatronică, Editura Mediamira, Cluj-Napoca