BE1 Banc d’essai pour garniture de frein et d’embrayage
Réalisé par :
Encadré par :
El Mezouari Khalid
Mr. Bamouhammed
El Omaryine Adel
Mr. Moussami
Mouhsine Ahmed
Mr. Sallaou
Année universitaire 2010-2011
REMERCIEMENTS Au terme de ce travail, c’est un devoir agréable d’exprimer en quelques lignes la reconnaissance et la gratitude que nous devons à tous ceux dont on a sollicité l’aide et la collaboration. Notre gratitude s’adresse tout spécialement à M. BAMOUHAMMED, M.MOUSSAMI, M.SALLAOU, pour cette bénéfique initiative concernant la mise en œuvre d’un projet du bureau d’étude, qui a pour but d’améliorer l’esprit créatif chez les élèves ingénieurs, d’acquérir et assimiler les notions de base, de la construction mécanique, et aussi découvrir et confronter les différentes difficultés d’un processus de conception.
I. Présentation du projet :
Sur les véhicules, les freins
permettent de réguler la
vitesse, et de s'arrêter, donc notamment d'éviter une collision (freinage d'urgence), et puisque le facteur humain intervient, il est primordial d’étudier avec soin le dispositif de freinage des véhicules. Afin d’améliorer les performances d’un dispositif de freinage et d’embrayage d’un véhicule, nous sommes menés à étudier les principaux matériaux constituant les surfaces de contact de ce dispositif, particulièrement les garnitures, en utilisant un banc d’essai pour garnitures de frein et d’embrayage. Ce dernier dispositif fera l’objet de notre étude.
I.1.
Définition frein :
Le frein à disque est un système de freinage performant pour les véhicules munis de roues en contact avec le sol : automobile, avion, train, etc. et pour diverses machines. C’est un système utilisant un disque fixé sur le moyeu de la roue et des plaquettes venant frotter de chaque côté du disque. Les plaquettes sont maintenues dans un étrier (frein fixe) ou une chape (frein coulissant) fixés au véhicule. Un ou plusieurs mécanismes poussent sur les plaquettes, en général un ou plusieurs pistons soumis à une pression hydraulique (véhicules de tourismes, commerciaux, poids lourds) ou à un mécanisme lui-même actionné par un actionneur pneumatique (frein de semiremorque). L'effort ainsi généré provoque le serrage puis le frottement des plaquettes sur le disque. La force de frottement entre les plaquettes et le disque crée le couple de freinage. I.2.
Matériaux de garnitures :
Le fonctionnement de frein et de l’embrayage repose sur les forces de frottement qui sont engendrées entre une surface mobile (tambour ou disque) et une surface de garniture (portée par un sabot ou une bande). La garniture doit satisfaire à des conditions de frottement (dépend du matériau en contact, de son état) de température (dépend du matériau utilisé) de pression maximale d’opération (dépend du matériau utilisé) Les matériaux utilisés le plus fréquemment sont des composites (mélange de carbone, de soufre, de fibres d’amiante+ particules de métal)
Propriété idéales d’une garniture : Un coefficient de frottement élevé (invariable à la température). Une bonne résistance a la T° et un con coefficient de conduction. Une bonne résilience. Une excellente résistance à l’usure, à la striation et aux piqûres.
Matière
Surfaces
Fonte Acier Bois Cuir Feutre Amiante
Fonte ou acier Acier Fonte ou acier Fonte ou acier Fonte ou acier Fonte ou acier
Coefficient de frottement (à sec) 0,15-0,2 0,2-0,35 0,3-0,5 0,22 0,2-0,5
T°max
Pmax (MPas)
(°C)
280 250 150 100 140 250
1,5 0,75 0,5 0,25 0,1 1,0
II. Analyse Fonctionnelle :
II.1.
Le principe de fonctionnement du banc d’essai et le suivant :
Le moteur électrique 16 connecté a l’arbre inférieur par le billet d’un accouplement 15. Deux pignons 1 & 3 de diamètre différent, sont montés sur ce même arbre et assure la transmission de rotation aux deux plateaux supérieurs 11 & 12, constituant ainsi les engrenages (1,2) et (3,4) transmettant ainsi une vitesse de rotation différente aux deux plateaux pour générer le frottement nécessaire avec la garniture. Un vérin hydraulique 8 assure l’effort presseur sur la poupée mobile 10 qui translatera par rapport au bâti 6 et qui assurera finalement la pression du plateau mobile sur la garniture.
Lorsque l’effort presseur crée une immobilisation entre les plateaux, l’accouplement permettra de désaccoupler le moteur du reste du système. Juste avant cet état, on relève la valeur de la pression atteinte permettant de déterminer la valeur maximale de l’effort presseur et par la suite la détermination du coefficient de frottement « f ». Chaque matériau a un coefficient de frottement propre à lui qui le caractérise, qu’on calcule facilement comme suit :
On a
C
= n * f * F * Rmoy = n * f * P*S * Rmoy
f = C / (n * S * F * Rmoy )
Tel que
f: le coefficient de frottement F : l’effort presseur P : la pression atteinte S : la section du piston du vérin Rmoy : Rayon moyen de la garniture Rmoy = ( REXT + RINT)/2
II.2.
Validation du besoin :
La validation du besoin est une action obligatoire pour la suite de projet d’étude du produit répondant à un besoin. Cette action se fait par la réponse aux questions suivantes : Pour quoi ce besoin existe-t-il :
But :
Mettre la garniture de frein ou d’embrayage à l’épreuve.
Raison :
Calcule du coefficient de frottement. Qu’est ce qui pourrait la faire évoluer ? -
Evolution technologique.
-
Economie de l’énergie.
Qu’est ce qui pourrait la faire disparaitre ? -
l’opération peut être effectuée manuellement.
Le Besoin est validé
II.3.
Analyse fonctionnelle externe : II.3.1. Diagramme bête a corne :
Sur quoi agit-il ?
A qui rend service ?
Garniture de Frein
Operateur
Banc d’essai
Dans quel but ? Calculer le coefficient de frottement
II.4.
Fonction de services :
Situation d’utilisation :
Séquence I = fonctionnement normal. Séquence II = fonctionnement anormal.
Situation d’hors utilisation :
Séquence III = maintenance. Séquence IV = stockage.
II.4.1.
Séquence I : Fonctionnement Normal
Banc d’essai FC6 6
FP1 : Permet de Calculer le coefficient de frottement. FC1 : alimenter en énergie électrique. FC2 : Être d’un usage aisé et d’une certaine esthétique. FC3 : être broncher a une source de pression.
FC4 : éviter que les étincelles ou la matière enlever par frottement n’atteigne l’utilisateur. FC5 : doit bien se positionner sur le sol. FC6 : respecter les dimensions exigées.
II.4.2. Séquence II : Fonctionnement anormal
Opérateur
Garniture
FC8
FC7
Banc d’essai FP9 Bouton d’arrêt d’urgence
FC7: faire arrêter la pièce en cas de disfonctionnement FC8 : Assurer la sécurité de l’opérateur en cas d’accident FC9 : Permettre à l’utilisateur d’arrêter le banc d’essai immédiatement en cas de fonctionnement anormal
II.4.3. Séquence III = maintenance
Intervenant
Outillage FP2 Banc d’essai
FC10
Pièce de rechange
FP2 : Permettre à l’intervenant une maintenance meilleure à l’aide d’un outillage de
maintenance adéquat. FC10 : avoir des pièces de rechange pour l’ensemble des pièces du dispositif.
II.5.
Fonction de
Cahier de charge :
Fonction
Critère
Niveau
Flexibilité
Service FP1
Permet de Calculer le coefficient de frottement
Coefficient de frottement
FC1
Alimenter le moteur en énergie électrique
Tension d’alimentation
FC2
Usage aisé et esthétique
FC3
Etre broncher à une source de
< 0.5
220 V ,50HZ
Pression
pression
FC4
Eviter que les étincelles ou la matière enlever par frottement n’atteigne l’utilisateur
Sécurité de l’operateur
maximal
FC5
Doit bien se positionner sur le sol
Positionnement
facile
FC6
Respecter les dimensions
Rext et Rint
Rext = 70mm
exigées
Rint = 25mm
III. Diagramme FAST :
IV. Etude statique et pré dimensionnement : IV.1.
Détermination deT1 et T2 :
T1 T2
Caractéristiques du moteur : Pm=1500 W Nm=1450 tr/mn ωm=151,84 rad/s Cm=9.879 Nm = 9878.58 Nmm Rayon des pinions: r1=m.Z1/2=39 r2=m. Z2/2=63 r3= m. Z3/2=30 r4= m. Z4/2=72
D’après le PFS et en isolant les deux arbres supérieurs on obtient: r2.T1 - r4.T2 = 0
D’après le PFS et en isolant l’arbre inférieur on obtiendra : r1.T1 + r3.T2 = Cm
En résolvant l’équation obtenue (deux inconnu deux équations) on aura : T1=151.3959 N T2=132.4714 N
T3 = -0.98* T1= -148.3680 N T4 = -0.98* T1= -129.8220 N
En se référent a « Mémotech Productique » On a le coefficient de frottement minimal est égale a 0.15
fmin=0.15
Le couple de frottement obtenu est :
Cf=0.98x9537.9417 N mm= 9347.18 N mm Rmoy=51.05 mm
Nmax=1220.66 N
V. Dimensionnement des arbres : V.1.
Dimensionnement de l’arbre inférieur : Calcul des efforts :
Avec :
a=30
b=434
c=529
α=20°
En isolent l’arbre principal et en appliquent le PFS :
On porte les torseurs au point A :
Notre équation aboutit à ceci : X1=0 Y1+Y2=tgα.(T1+T2) Z1+Z2=-T1-T2 C.Y2=a.tgα .T1+ b.tgα.T2 C.Z2=-a.T1- b.T2
Après résolution de cette équation on aura :
Calcul de roulement:
On a : d= 20
D=37
C0= 23500
C=20200
On a : d= 20
D=37
C0= 6400
C=3700
De plus : Fa1 = Fa2 = 0
Fr1= 157.4
D’où :
L=(C /P) 3 = (3700/157.4)3= 12989.4
P=Fr
L10= 241 185 heures
Calcul de la RDM :
On a x=0 au point D Tronçon 1 :
τD=
_
_
_
49,45
0
49,45
_ -135,87x
-135,87
0
-135,87
-49,45x
En G le torseur de cohésion est le suivant :
τ CohD=
_
_
-49,45
135,87 x
135,87
49,45x
Tronçon 2 : 95
_
τC=
_
-48,22
_
0
132,47
- 48,22
0
132,47
_ 132,47(x-95) 48,22(x-95)
On additionne les torseurs des deux tronçons : _ - 48,22
_ 132,47(x-95)
132,47
48,22(x-95)
_ 49,45
+
-135,87
En G le torseur de cohésion est le suivant :
_
τ Coh =
_
-1,23
3,4x+12584,65
3,4
1,23x+4580,9
_ -135,87 x -49,45x
Tronçon 3 : En G le torseur de cohésion est le suivant :
τ CohA=
_
_
53,87
-148x+78292
-148
-53,87x+28497,23
On trace le diagramme du moment fléchissant Mft suivant les axes Y et Z : Suivant Y :
Suivant Z :
-D’après les diagrammes précédents on obtient : Mfmaxi = Mfmaxi =14962,5N.mm -Et le moment de torsion est égal au couple de l’arbre inférieur : Mt max = 9878.58 N.mm
-Et d’après la relation de Von Mises : τ > Re/s Avec :
= 32.Mf /(π.d3) + N/(π.d2) τ = 16. Mt / π .d3 On prend s= 3 Pour l’arbre inférieur on n’a pas d’effort normal donc on a : = 32.Mf /(π.d3) Donc on aura : dmin=
π
π
Alors on obtient: dmin =12,49mm Pour cet arbre on choisi comme matériau Acier de construction d’usage générale XC 18 Tel que : V.2.
Dimensionnement de l’arbre supérieur droit: Calcul des efforts :
En isolent l’arbre supérieur droit et en appliquent le PFS on obtient :
XE
0
τ1 = YE
0
ZE
0
τ2 = E
0 τT1=
XF
0
YF
0
ZF
0
0
η .T1.tgα
0
-η.T1
0
F
-N 6Cf τf = B
0
0
0
0
On porte les torseurs au point E :
XE
0
τ1 = YE
0
ZE
0
0 τT1=
τ2 = E
0
YF
70.ZF
ZF
-70YF
0
η .T1.tgα -η.35T1 -η .T1
XF
-η.35T1.tgα
τf = B
F
-N
-Cf
0
0
0
0
D’où l’équation suivante : XE+XF-N=0 C+63.η.T1=0 YF+YE+η.T1 .tgα=0 70.ZF-35.η.T1=0 ZE+ZF-η.T1=0 -70YF-35.η.T1 .tgα=0 Apres résolution de cette équation on aura :
TBâti arbre sup 1 =
TBâti arbre sup 1=
XE
0
-26.99
0
74.18
0
XF
0
-26.99
0
74.18
0
TPignon arbre sup 1 = E
0
0
53.99
0
-148.37
0
1220.59 TRes arbre F
sup1=
0 0
B
-9347.18 0 0
G
Calcul roulement :
On a : d= 20
D=37
C0= 23500
C=20200
Fai1=Fai2= A+ Fai1=1220.59+22.55=1243.14 Fai2=22.55 A+ Fai1
On note alors que : Fai2 Par conséquent :
Fa1=Fai1=22.55 Fa2=A+Fai1= 1243.14 On a donc : avec
e=0.34
Et
&
Fa/Fr =15.74
Fa/Fr
•
Le roulement n°1 est monté avec jeu : P=Fr=78.933
•
Le roulement n°2 est monté en contact : P= X Fr + Y Fa = 0.4 x 78.93 + 1.75 x 1243.14 = 2207.06
Donc : L=(C/P)10/3= 1603.7 L10= 29 777heures
Calcul de la RDM :
On a x=0 au point E Tronçon 1 : _
τE=
_
_
_
-27,55
0
-27,55
-75,7 x
75,7
0
75,7
-27,55x
En G le torseur de cohésion est le suivant : _
τ CohE=
_
-27,55
-75,7 x
75,7
-27,55x
Tronçon 2 : _
τE=
: _
_
_
-27,55
0
-27,55
75,7 (70-x)
75,7
0
75,7
27,55(70-x)
En G le torseur de cohésion est le suivant : _
τ Coh =
27,55 -75,7
_ -75,7(70-x) -27,55(70-x)
On trace le diagramme du moment fléchissant Mft suivant les axes Y et Z : Suivant Y :
Suivant Z :
-D’après les diagrammes précédents on obtient : Mfmaxi = Mfmaxi =2819,9N.mm -Et le moment de torsion est égal au couple de des arbres supérieurs : Mt max = 9374,18 N.mm
-Et d’après la relation de Von Mises : τ > Re/s Avec : = 32.Mf /(π.d3) + N/(π.d2) τ = 16. Mt / π .d3 En procédant par dichotomie on trouve que le diamètre qui correspond à pour l’arbre1.
est d1min=11mm
V.3.
Dimensionnement de l’arbre supérieur gauche : Calcul des efforts :
On isole l’arbre supérieur gauche et en appliquent le PFS en obtient les torseurs suivants :
XJ τ1 =
0 τ2 =
YJ 0 ZJ
0
0 τT2= η .T2.tgα -η .T2
J
XI
0
YI
0
ZI
0
0 τf =
0 0
C
I
-N
-Cf
0
0
0
0
On rapporte les torseurs au point J et on obtient :
XJ τ1 =
0
YJ 0 ZJ
τ2 =
0
J
0
0
YI
-70.ZI
ZI
70YI
J
-N
-Cf
0
0
0
0
72T2
τT2= η .T2.tgα -η .T2
XI
τf =
35T2 35T2tgα
J
XJ+XI-N=0 YJ+YI+η.T2.tgα=0 ZJ+ZI-η.T2=0 -70ZI+35.η.T2=0 70Y1+35.η.T2.tgα=0 72.η.T2-Cf=0 Après résolution de l’équation on aura :
J
XJ Τpoupée mobile arbre sup gauche =
-23.62
0
64.91
0
-1220.59 Tpesanteur arbre sup gauche =
0 Tpoupée mobile arbre sup gauche =
0
0
0
TPig2 arbre sup gauche = H
Calcul roulement :
On a : d= 20
D=37
C0=23500
C=20200
Fai1=Fai2= A+ Fai1=1220.59+19.73=1240.32 Fai2=19.73 A+ Fai1
On note alors que : Fai2 Par conséquent :
Fa1=Fai1=19.73 Fa2=A+Fai1= 1240.32 On a donc :
avec
Et
e=0.34
&
Fa/Fr =17.95
Fa/Fr
Le roulement n°1 est monté avec jeu : P=Fr=69.07
•
0
-23.63
0
64.91
0
J
-9347.18
0
XI
Le roulement n°2 est monté en contact : P= X Fr + Y Fa = 0.4 x 69.07 + 1.75 x 1240.32 = 2198.18
0
0
47.25
0
-129.82
0
C
I
Donc : L=(C/P)10/3= 1625.38 L10= 30 179 heures
Calcul de la RDM :
On a x=0 au point J
Tronçon 1 : _
τE=
-24,11 66,44
_
_
_
0
-24,11
66,24 x
0
66,44
24,11x
En G le torseur de cohésion est le suivant : _
τ CohE=
_
24,11
-66,24 x
-66,24
Tronçon 2 : _
τE=
-24,11 66,44
-27,55x
: _ 0 0
En G le torseur de cohésion est le suivant :
τ Coh =
_
_
24,11
132,47(x-35)
-66,44
48,22(x-35)
On trace le diagramme du moment fléchissant Mft suivant les axes Y et Z : Suivant Y :
Suivant Z :
-D’après les diagrammes précédents on obtient : Mfmaxi = Mfmaxi =2479,9N.mm -Et le moment de torsion est égal au couple de des arbres supérieurs : Mt max = 9374,18 N.mm
-Et d’après la relation de Von Mises : τ > Re/s Avec : = 32.Mf /(π.d3) + N/(π.d2) τ = 16. Mt / π .d3 En procédant par dichotomie on trouve que le diamètre qui correspond à pour l’arbre2.
V.4.
Détermination de la longueur minimale des clavettes : Concernant l’arbre inférieur :
On a
2.FT/ l.b
et
P [40, 70]
b=4mm et
d=20mm
C= 9879N.mm On prend
P = 40MPa
FT =823,25N
On obtient
lmin = 12,34 mm
On a
C=9347 ,18N.mm
et Aussi on prend Donc
Concernant les arbres supérieurs :
b=4mm
d=20mm p=40MPa FT=937,41N
est d2min=10mm
An obtient
lmin=11,71mm
Condition de non arc-boutement pour le guidage en translation: Pour éliminer le phénomène d’arc-boutement in faut avoir :
Donc
Et on à le coefficient de frottement acier/bronze f=0,16 (élément de friction) D’où
VI. Les choix de réalisation du banc d’essai : VI.1.
Choix du moteur :
On a les données moteurs : Nm=1450 tr/min et Pm=1500 W Donc on a choisi le moteur de type LS90Lde nombre de tours par min égale à 1500 tr/min D’où :
VI.2.
Choix limiteur de couple :
D’après les données on prend un limiteur de couple qui permet de désaccoupler le moteur du reste du système lorsque l’effort presseur crée une immobilisation entre les plateaux, donc on à choisi un limiteur de couple par friction tel que : Il est robuste et fiable Maintien la charge Montage et maintient simple Conçus pour un travail de friction important et des couples élevés On a choisi le ROBA –lastic à grande élasticité : Ce limiteur de couple est un limiteur de Type 131 de sécurité réglable, combiné avec un accouplement élastique, pour la liaison de deux bouts d’arbre coaxiaux. L’élément élastique de forme polygonale possède de grandes capacités d’amortissement et convient particulièrement pour les transmissions avec vibrations et chocs.
VI.3.
Choix des matériaux :
Pour les trois arbres on a choisi un acier XC18 de contrainte :
après tremp revenu vers
600°C .on a ensuite choisi un diamètre de 20mm pour permettre l’utilisation des clavettes et des gorges pour les cerclips. D’après tout ce qui précède, on a pensé à utiliser un bâti en alliage léger comme l’aluminium mais vu son prix relativement élevé on a adopté la fonte comme matériau pour des raisons économiques. D’après le guide du dessinateur industriel on a choisi la fonte EN-GJL-100 qui est caractérisée par sa bonne moulabilité, sa bonne usinabilité et un bon amortissement des vibrations.
Pour le matériau des plateaux on prend une fonte blanche :
une excellente résistance à l'usure et l'abrasion
un bel aspect
une excellente coulabilité
VI.4.
Choix de roulements :
Pour l’arbre inférieur on a choisi un roulement à billes à contact radial parce qu’on a juste un effort radial et pas d’effort axial, aussi ce roulement est d’un excellent rapport performances/prix.
Tel que :
Pour les deux arbres supérieurs on a prévus de maitre un roulement à rouleaux coniques parce qu’il supporte des charges radiales et axiales importantes, aussi ses bagues son séparable et facilitent le montage.
Tel que : et comprie entre 10 et 17 Tel que :
VI.5.
Choix de clavettes :
On utilise une clavette parallèle de dimension a=b=4mm et de longueur lmin=12,34 pour l’arbre inférieur et 11,7 pour les arbres supérieurs.
VI.6.
Choix du vérin:
Désignation : HVBS 03 B 1 H G
Selon l’effort axial appliqué Nmax=1220.66 N par le vérin on a choisi de mettre un vérin dons les caractéristiques sont les suivantes :
ANNEXES Nomenclature : REP
QTE
Nom
1
4
Vis à tête hexagonale ISO 4014-M10*25-8-8*
2
4
Vis a tête cylindrique à six pans creux ISO 4762-M6*14-8-8
3
4
vis a tête cylindrique à six pans creux ISO 4762-M5*12-8-8
4
8
vis a tête cylindrique à six pans creux ISO 4762-M6*14-8-8
5
2
vis a tête cylindrique à six pans creux ISO 4762-M7*10-8-8
6
4
vis a tête cylindrique à six pans creux ISO 4762-M9*26-8-8
7
4
Clavette parallèle, A, 4*4*22, NF E 22-177
8
1
Roulement à billes à contact radial 61904
9
2
Roulement à rouleaux conique EC 10892
10
2
Circlips, 14 *2 , NF E 22-163
11
2
Circlips, 20 *2 , NF E 22-163
12
1
Ecrou hexagonal ISO 4032-M14-08
13
1
Vérin hydraulique à simple effet HVBS 03 B 1 H G
14
8
Elément d’adhérence
15
1
Accouplement de type 131 .110
16
1
Bâti
17
4
Engrenage à denture droite r1=39 r2=63 r3= 30 r4=72
18
-
Joint d’étanchéité à double lèvres
19
3
Arbre
Paramètres de l’engrenage :
Etanchéité (joint à double lèvres)
Ecrou hexagonal
Vis :
Circlips :
Bibliographie :
Guide du dessinateur industriel. Mémotech Productique. Industrial Hydraulics Bosch Rexroth AG MAYR France (mayr.fr) Catalogue de Roulements SNR. (sur CD ci-joint)