Реферат: работа по дисциплине : “ Автомобили” на тему: “Расчет автомобиля с разработкой (модернизацией) переднего дискового тормоза Пояснительная записка

Министерство образования Республики Беларусь

Министерство образования Российской Федерации

Белорусско-Российский Университет

Кафедра “ Техническая эксплуатация автомобилей ”

Курсовая работа

по дисциплине: “ Автомобили”

на тему: “Расчет автомобиля с разработкой (модернизацией) переднего дискового тормоза

Пояснительная записка

Выполнил студент гр. АХ:

Проверил преподаватель :

Могилев2003 г.

1 Проектировочный тяговый расчет автомобиля

Все формулы в разделе используются из [3].

Исходные данные:

а) максимальная скорость движения- 22 м/с;

б) полная масса- 975 кг;

в) полная масса на приводную ось- 480 кг;

г) колея передних колес -1.21 м;

д) высота автомобиля -1.35 м;

е) номинальный радиус колеса- 0.26 м.

1.1 Расчет максимальной мощности двигателя

Эффективная мощность двигателя при максимальной скорости определяется выражением :

кВт, (1.1)

где — коэффициент полезного действия трансмиссии. Для автомобилей с колесной формулой . Принимаем ;

— полная масса автомобиля, кг;

— коэффициент дорожного сопротивления, лежащий в пределах . Принимаем ;

— коэффициент сопротивления воздуха, . Для легковых автомобилей . Принимаем ;

— площадь лобового сопротивления:

, (1.2)

где — колея передних колес автомобиля, м;

— высота автомобиля,

;

— максимальная скорость движения, м/с.

Следовательно, эффективная мощность двигателя при максимальной скорости движения автомобиля равна:

Определяем максимальную мощность двигателя при максимальной скорости движения автомобиля:

, кВт,

где — максимальная эффективная мощность двигателя, ;

— значение угловой скорости вращения коленчатого вала, соответствующее ,

— коэффициенты, зависящие от типа и конструкции двигателя. Для

карбюраторных ДВС .

Для карбюраторных ДВС .

Получаем:

1.2 Выбор прототипа

По заданному классу и виду автомобиля, заданной максимальной скорости движения автомобиля, а также найденным значениям номинальных мощности и номинального момента двигателя из [1] в качестве прототипа к проектируемому автомобилю выбираем ВАЗ-1111 техническая характеристика которого приведена в таблице 1.1.

Таблица 1.1- Техническая характеристика автомобиля АЗЛК-2335

Параметр	Значение параметра
Масса автомобиля, кг: полная	975
Распределение полной массы автомобиля по осям, кг: на переднюю ось (ведущую) на заднюю ось (ведомую)	480 495
Максимальная скорость движения автомобиля, км/ч	130
Контрольный расход топлива при движении с полной нагрузкой и скоростью 90 км/ч, л/100км	4.5
Высота автомобиля, м	1.35
Колея автомобиля, м	1.21
База автомобиля, м	2.18
Минимальный удельный расход топлива, г/(кВт·ч)	190
Колесная формула

1.3 Внешняя скоростная характеристика двигателя

Зависимость текущих значений эффективности мощности двигателя от угловой скорости вращения коленчатого вала устанавливается формулой:

, кВт, (1.3)

где – коэффициенты, зависящие от типа и конструкции двигателя. Для карбюраторного двигателя .

Для угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя получаем:

Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя значения эффективной мощности рассчитываем аналогично и результаты сводим в таблицу 1.2.

Текущее значение крутящего момента определяется выражением:

, кНм. (1.4)

Для угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя получаем:

Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя значения крутящего момента рассчитываем аналогично и результаты сводим в таблицу 1.2.

Таблица 1.2 – Результаты расчета внешней скоростной характеристики двигателя

Параметр	Размерность	Значения параметров
ωe	c-1	116	232	348	464	580	696
Ne	кВт	2.2968	4.91	7.37	9.19	9.9	9.03
Me	кН·м	0.0198	0.0212	0.0212	0.0198	0.0171	0.013

По полученным значениям эффективной мощности и крутящего момента строим внешнюю скоростную характеристику двигателя (рисунок 1.1).

Рисунок 1.1 – Внешняя скоростная характеристика двигателя

1.4 Расчет передаточных чисел трансмиссии

1.4.1 Передаточное число главной передачи

Передаточное число главной передачи определяется выражением:

, (1.5)

где — угловая скорость коленчатого вала двигателя при максимальной скорости, с-1. Принимаем ;

— передаточное число высшей ступени коробки передач. Принимаем ;

— радиус качения колеса:

, м, (1.6)

где — коэффициент деформации шины. Для шин низкого давления

. Принимаем ;

— номинальный радиус колеса, м.

Cледовательно, радиус качения колеса равен:

Следовательно, передаточное число главной передачи равно:

1.4.2 Передаточные числа коробки передач

Передаточное число первой передачи, необходимое по условию преодоления максимального дорожного сопротивления определяется выражением:

, (1.7)

где — максимальный крутящий момент, развиваемый двигателем, кНм;

— максимальный коэффициент дорожного сопротивления, лежащий в пределах . Принимаем .

Следовательно, передаточное число первой передачи из условия преодоления максимального дорожного сопротивления равно:

Передаточное число первой передачи, определяемое из условия отсутствия буксования ведущих колес, определяется выражением:

, (1.8)

где — сцепной вес автомобиля, Н. Для переднеприводных автомобилей:

, Н, (1.9)

где — масса, приходящаяся на переднюю ось автомобиля. Тогда сцепной вес равен:

— максимальный коэффициент сцепления с дорогой. Для асфальтобетонного покрытия . Принимаем ;

— коэффициент перераспределения реакций. Для передней оси . Принимаем .

Следовательно, передаточное число первой передачи из условия отсутствия буксования ведущих колес автомобиля равно:

Передаточное число первой передачи, определенное из условия обеспечения минимальной устойчивой скорости, определяется выражением:

, (1.10)

где — минимальная устойчивая угловая скорость коленчатого вала двигателя;

— минимально устойчивая скорость движения автомобиля. . Принимаем .

Следовательно, передаточное число первой передачи из условия обеспечения минимальной устойчивой скорости движения автомобиля равно:

Принимаем передаточное отношение первой передачи равным:

Передаточное отношение четвертой передачи принимаем равным :

Тогда передаточное отношение второй передачи определяется выражением:

. (1.11)

Передаточное отношение третьей передачи определяется выражением:

. (1.12)

2 Поверочный тяговый расчет автомобиля

2.1 Расчет кинематической скорости автомобиля по передачам

Кинематическая скорость автомобиля в функции угловой скорости коленчатого вала двигателя определяется выражением:

, м/c. (2.1)

Для первой передачи при частоте вращения коленчатого вала находим кинематическую скорость движения автомобиля:

Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя и высших передач значения кинематической скорости движения автомобиля рассчитываем аналогично, и результаты сводим в таблицу 2.1.

Таблица 2.1 – Результаты расчета внешней скоростной характеристики двигателя, скоростной, тяговой и динамической характеристик и графиков ус-

корений автомобиля

Параметр	Размерность	Значения параметров
1	2	3	4	5	6	7	8
ωe	С-1	116	232	348	464	580	696
Ne	кВт	2.297	4.91	7.37	9.19	9.9	9.0288
Me	Н·м	0.0198	0.0212	0.0212	0.0198	0.0171	0.013
Первая передача	υ1	м/с	1.09	2.18	3.27	4.3 6	5.45	6.55
PT1	кН	1.7895	1.913	1.913	1.7895	1.5427	1.1725
PB1	кН	0.00039	0.0016	0.0035	0.0062	0.0097	0.014
PC1	кН	1.7891	1.9114	1.9095	1.7833	1.533	1.1585
D1	-	.1871	.1998	.1996	.1864	.1603	.1211
j1	м/с2	1 .0155	1 .0932	1 .0919	1 .0118	0.8527	.6147
1/j1	с2 /м	.9848	.9148	.9158	.9884	1.1728	1.6269
Вторая передача	υ2	м/с	1 .63	3.27	4.9	6.53	8.17	9.8
PT2	кН	1.1950	1.2774	1.2774	1.1950	1.0302	0.7829
PB2	кН	.0009	.0035	.0078	.014	.0218	.0314
PC2	кН	1.1942	1.2739	1.2696	1.1811	1.0084	0.7516
D2	-	.1248	.1332	.1327	.1235	.1054	.0786
j2	м/с2	0.7903	0.8532	0.8498	.78	.6439	.4415
1/j2	с2 /м	1.2653	1.172	1.1768	1 .282	1 .5529	2.2648
Третьперя едача	υ3	м/с	2.45	4.89	7.34	9.79	12.23	1 4.68
PT3	кН	0.798	0.8531	0.8531	0.798	0.6879	.5228
PB3	кН	.002	.0078	.0176	.0313	.0489	.0704
PC3	кН	0.7961	0.8452	0.8355	0.7667	0.6391	.4524
D3	-	.0832	.0884	.0873	.0802	.0668	.0473
J3	м/с2	.5337	.5771	.5685	.5079	.3952	.2305
1/j3	с2 /м	1 .8736	1 .7327	1 .759	1 .9691	2 .5305	4.3387
Четвертая передача	υ4	м/с	3 .66	6 .733	10.99	1 4.65	1 8.32	2 2. 00
PT4	кН	.5329	.5697	.5697	.5329	.4594	.3491
PB4	кН	. 00 44	. 175	. 395	.0702	.1096	.1578
PC4	кН	.5285	.5521	.5302	.4627	.3498	.1913
D4	-	.0553	.0577	.0554	.0484	.0366	.0200
j4	м/с2	.3144	.3364	.316	.2531	.1478	0,0000
1/j4	с2 /м	3 .1804	2.9724	3 .1647	3.951	6 .7671	-

По полученным значениям строим график зависимости кинематической скорости автомобиля от угловой скорости коленчатого вала двигателя (рисунок 2.1).

Рисунок 2.1 – График кинематической скорости автомобиля

2.2 Тяговая характеристика автомобиля

Касательная сила тяги на ведущих колесах автомобиля определяется выражением:

, кН. (2.2)

Для движения автомобиля на первой передаче при скорости вращения коленчатого вала двигателя определяем значение касательной силы тяги на ведущих колесах:

Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя и высших передач значения касательной силы тяги на ведущих колесах автомобиля рассчитываем аналогично, и результаты сводим в таблицу 2.1.

Сила сопротивления воздуха при движении автомобиля определяется выражением:

, кН. (2.3)

Для движения автомобиля со скоростью сила сопротивления воздуха равна:

Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя и высших передач значения силы сопротивления воздуха рассчитываем аналогично, и результаты сводим в таблицу 2.1.

Свободная сила тяги автомобиля определяется выражением:

, кН. (2.4)

Для соответствующих значений касательной силы тяги на ведущих колесах автомобиля и силы сопротивления воздуха определяем свободную силу тяги:

Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя и высших передач значения свободной силы тяги рассчитываем аналогично, и результаты сводим в таблицу 2.1. По полученным значениям строим тяговую характеристику автомобиля (рисунок 2.1).

Рисунок 2.2 – Тяговая характеристика автомобиля

2.3 Динамическая характеристика автомобиля

Динамический фактор автомобиля определяется выражением:

, (2.5)

Для соответствующего значения свободной силы тяги определяем значение динамического фактора автомобиля:

Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя и высших передач значения динамического фактора автомобиля рассчитываем аналогично, и результаты сводим в таблицу 2.1. По полученным значениям строим динамическую характеристику автомобиля (рисунок 2.3).

Рисунок 2.3 – Динамическая характеристика автомобиля

2.4 Характеристики разгона автомобиля

2.4.1 Ускорение автомобиля

Ускорение автомобиля во время разгона определяется выражением:

, (2.6)

где δi – коэффициент учета вращающихся масс:

, (2.7)

где , для одиночных автомобилей при номинальной мощности. Принимаем и .

Следовательно, коэффициент учета вращающихся масс для первой передачи равен:

для второй передачи:

для третьей передачи:

для четвертой передачи:

Следовательно, для движения автомобиля на первой передаче при угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя ускорение автомобиля равно :

Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя и высших передач значения ускорения автомобиля рассчитываем аналогично, и результаты сводим в таблицу 2.1. По полученным значениям строим график ускорений автомобиля (рисунок 2.4).

Рисунок 2.4 – График ускорений автомобиля

2.4.2 Время разгона автомобиля

Из выражения (2.6) находим:

, (2.8)

Интегрируя, находим время разгона автомобиля:

, (2.9)

Вычисление времени разгона по выражению (2.8) осуществляем с использованием графика обратных ускорений, для построения которого по данным ускорений ji в таблице 2.1 вычислим обратные ускорения1/ji до скорости 0.9υmax. Данные вычисления обратных ускорений сводим в таблицу 2.1 и строим график обратных ускорений (рисунок 2.5).

Рисунок 2.5 – График обратных ускорений автомобиля

Площадь на графике обратных ускорений, ограниченная сверху кривыми 1/ji, осью скоростей снизу и прямыми υ =υ0и υ =0.9υmax согласно выражению (2.8), представляет собой время разгона автомобиля от скорости υ0до скорости 0.9υmax. Для его определения весь диапазон скорости разбиваем на шесть интервалов.

Считая что в каждом интервале скорости разгон автомобиля происходит с обратным ускорением, определенным выражением:

, (2.10)

то, следовательно, время разгона автомобиля от скорости υ0до скорости 0.9υmax рассчитывается по выражению:

. (2.11)

Для соответствующих значений ускорений ji-1 и ji получаем среднее обратное ускорение равно:

и время разгона в интервале:

Для остальных интервалов разгона автомобиля среднее обратное ускорение в интервале и время разгона автомобиля в интервале вычисляем аналогично, и результаты вычислений сводим в таблицу 2.2.

Полное время разгона автомобиля от скорости υ0до скорости 0.9υmax определяется выражением:

. (2.12)

2.4.3 Путь разгона автомобиля

Скорость движения автомобиля определяется выражением:

, (2.13)

откуда

. (2.14)

Интегрируя получаем:

. (2.15)

Считая, что в каждом интервале времени разгона, соответствующем интервалам скорости, движение автомобиля происходит со средней скоростью, определенной по формуле:

, м/с, (2.16)

путь его разгона в интервале равен:

. (2.17)

Для первого интервала средняя скорость движения автомобиля равна:

а путь разгона автомобиля равен:

Для остальных интервалов разгона автомобиля среднюю скорость движения в интервале и путь разгона автомобиля в интервале вычисляем аналогично, и результаты вычислений сводим в таблицу 2.2.

Таблица 2.2 – Результаты расчета времени и пути разгона автомобиля

Номер интервала разгона	1	2	3	4	5
Скорость в начале интервала	υi-1	м/с	1.09	2.73	5.45	8.96	14.3
Скорость в конце интервала	υi	м/с	2.73	5.45	8.96	14.3	19.8
Обратное ускорение в начале интервала	1/ji-1	с2 /м	0.9848	0.914	1.1728	1.88	3.81
Обратное ускорение в конце интервала	1/ji	с2 /м	0.914	1.1728	1.88	3.81	9.67
Среднее обратное ускорение	1/jiср	с2 /м	0.9494	1.043	1.53	2.85	6.74
Время разгона в интервале	ti	с	1.56	2.84	5.37	15.22	37.07
Полное время разгона	T	с	1.56	4.4	9.77	25	62.07
Средняя скорость в интервале	υiср	м/с	1.91	4.1	7.2	11.63	17.05
Путь разгона в интервале	Sj	м	2.98	11.6	38.7	177	632
Полный путь разгона	S	м	2.98	14.58	53.5	230.3	862.3

По данным таблицы 2.2 строим график времени и пути разгона автомобиля (рисунок 2.6).

Рисунок 2.6 – График времени и пути разгона автомобиля

3 Топливно-экономический расчет автомобиля

Топливно-экономическая характеристика представляет зависимость путевого расхода топлива от скорости движения автомобиля при различных коэффициентах дорожного сопротивления.

При установившемся движении путевой расход топлива определяется выражением:

, л/100км, (3.1)

где ge – удельный расход топлива, г/(кВт·ч);

NЗ – мощность, затрачиваемая на движение автомобиля, кВт;

ρ – плотность топлива, принимаемая для бензина равной 730кг/м3 .

Расчет топливно-экономической характеристики осуществляется с использованием данных расчета тягово-динамических характеристик автомобиля.

3.1 Расчет баланса и степени использования мощности

Расчет баланса мощности автомобиля выполняется на высшей передаче при двух значениях коэффициента дорожного сопротивления. Для этого при расчетных значениях угловой скорости коленчатого вала двигателя принятых в тягово-динамическом расчете и соответствующих им значениях скорости автомобиля вычисляются мощность, подводимая к ведущим колесам автомобиля; мощность, необходимая для преодоления дорожного сопротивления и мощность, необходимая для преодоления сопротивления воздуха.

Мощность, подводимая к ведущим колесам автомобиля, определяется выражением:

, кВт. (3.2)

Для угловой скорости коленчатого вала двигателя и соответствующему ей значению эффективной мощности находим значение мощности, подводимой к ведущим колесам:

Мощность, необходимая для преодоления сопротивления воздуха, определяется выражением:

, кВт. (3.3)

Для угловой скорости коленчатого вала двигателя и соответствующему ей значению силы сопротивления воздуха находим значение мощности, идущей на преодоление сопротивления воздуха :

Мощность, необходимая для преодоления дорожного сопротивления, определяется выражением:

, кВт. (3.4)

Расчет мощности, необходимой для преодоления дорожного сопротивления выполним для двух значений коэффициента дорожного сопротивления:

Для скорости движения автомобиля υ=3,32 м/с и коэффициента дорожного сопротивления ψ=0.02 мощность, необходимая для преодоления дорожного сопротивления равна:

Мощность, затрачиваемая на движение автомобиля:

. (3.5)

Для соответствующих значений мощностей, затрачиваемых на преодоление сопротивления воздуха и дорожного сопротивления, мощность, затрачиваемая на движение автомобиля равна:

Для остальных значений скорости вращения коленчатого вала двигателя (скорости движения автомобиля) значения мощности, подводимой к ведущим колесам автомобиля, мощностей, идущих на преодоление сопротивления воздуха и дорожного сопротивления, а так же мощности, затрачиваемой на движение автомобиля, находим аналогично, результат вычислений сводим в таблицу 3.1 и строим графики мощностного баланса автомобиля (рисунок 3.1).

Степень использования мощности определяется выражением:

. (3.6)

Для соответствующих значений мощностей, затраченной на движение автомобиля и подводимой к ведущим колесам определяем степень использования мощности:

Степень использования угловой скорости коленчатого вала двигателя определяется выражением:

. (3.7)

Для скорости вращения коленчатого вала двигателя степень использования угловой скорости коленчатого вала двигателя равна:

Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя значения степеней использования мощности и угловой скорости коленчатого вала двигателя находим аналогично и результаты вычислений сводим в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 – Результаты расчета баланса мощности и расхода топлива

Параметр	Размер- ность	Значения параметров
ωе	с-1	11 6	23 2	3 48	46 4	58	696
υ5	м/с	3 .66	7.33	10.99	14.65	1 8.32	2 2
Ne	кВт	2.2968	4.91	7.37	9.1872	9.9	9.03
NT	кВт	1.952	4.174	6.26	7.81	8.42	7.67
NB	кВт	.0161	.129	.434	1 .03	2 .01	3.4696
Ψ=ψV =0.02	ND	кВт	0.7	1.402	2.1024	2.8	3.5	4.2
NЗ	кВт	0.717	1.53	2,54	3.83	5.512	7.675
И	-	. 3 67	. 3 666	. 4 05	. 49 1	. 65 5	1 . 0000
КИ	-	1 .3 25	1 . 3 269	1 . 2 2 7	1 . 5 9	. 909	1 . 0000
Е	-	0,2	0,4	0,6	0,8	1	1,2
КЕ	-	1 .089	. 9954	. 9570	. 9623	1 . 0000	1 . 0585
ge	г/(кВт·ч)	3 1 1 .81	285.3	253.63	220.173	196.40	228.63
Qs	л/100км	2.73	2.667	2.62	2.577	2.646	3.574
ψ=ψV +0.005=0.025	ND	кВт	0.876	1.752	2.628	3.50	4.38	5.256
NЗ	кВт	0.892	1.88	3.062	4.532	6.388	8.726
И	-	0.457	. 4 51	. 4 8 9	. 58	. 7 59	1 . 1 37
КИ	-	1 .116 9	1 . 1 29	1 . 62	. 95 3	. 90	1 . 05 3
Е	-	0,2	0,4	0,6	0,8	1	1,2
КЕ	-	1 . 0893	. 9954	. 9570	. 9623	1 . 0000	1 . 0585
ge	г/(кВт·ч)	262.78	242.75	219.46	198.087	194.45	240.66
Qs	л/100км	2.86	2.789	2.737	2.743	3.036	4.277

Рисунок 3.1 – График мощностного баланса автомобиля на высшей передаче

3.2 Расчет расходов топлива

Удельный расход топлива определяется выражением:

, г/(кВт·ч), (3.8)

где geN – удельный расход топлива при максимальной мощности, г/(кВт·ч), принимаемый на 5…10% больше минимального удельного расхода;

КИ – коэффициент, учитывающий изменение удельного расхода топлива в зависимости от степени использования мощности, определяемый по форму- ле:

, (3.9)

КЕ – коэффициент, учитывающий изменение удельного расхода топлива в

в зависимости от степени использования угловой скорости коленчатого вала двигателя, определяемый по формуле:

. (3.10)

Для соответствующих значений степени использования мощности и степени использования угловой скорости коленчатого вала двигателя находим значение коэффициентов:

;

а также удельный соответствующий удельный расход топлива:

Остальные значения удельного расхода топлива находим аналогично и результаты вычислений сводим в таблицу 3.1.

По выражению (3.1) рассчитываем путевой расход топлива

Остальные значения путевого расхода топлива при различных скоростях движения находим аналогично, результат вычислений сводим в таблицу 3.1, а также строим топливно-экономическую характеристику автомобиля (рисунок 3.2).

Рисунок 3.2 – Топливно-экономическая характеристика автомобиля

4 Описание конструкции переднего дискового тормоза автомобиля

ВАЗ-1111

Тормозной механизм передних колес автомобилей ВАЗ-1111 дискового ти- па с автоматической регулировкой зазора между колодками и тормозным диском.

Привод рабочего тормоза у автомобиля ВАЗ-1111 гидравлический.

Тормозной механизм передних колес (рисунок 4.1) состоит суппорта 12 в сборе с рабочими цилиндрами, тормозного диска 18, двух тормозных колодок 16

соединительных пальцев 8 и трубопроводов.

Суппорт крепиться к кронштейну 11 двумя болтами 9, которые стопорятся

Отгибанием на грань болтов стопорных пластин. Кронштейн 11 в свою очередь

крепится к фланцу поворотной цапфы 10 вместе с защитным кожухом 13 и пово- ротным рычагом. В суппорте выполнен радиусный паз, через который проходит

тормозной диск 18 и два поперечных паза для размещения тормозных колодок 16. В приливах суппорта два окна с направляющими пазами, в которых установ- лены два противолежащих цилиндра 17.

В каждом цилиндре расположен поршень 3, который уплотняется упру- гим резиновым кольцом 6. Оно расположено в канавке цилиндра и плотно обжи- мает поверхность поршня. Полость цилиндра защищена от загрязнения резино-

вым колпачком 7.

Рабочие полости цилиндров соединены между собой трубопроводом 2. Во внешний цилиндр ввернут штуцер 1 для прокачки контура привода передних

тормозов, во внутренний – штуцер шланга для подвода жидкости.

Поршень 3 в тормозные колодки 16, на которые наклеены фрикционные

накладки 5. Колодки установлены на пальцах 8 и поджимаются к ним пружина-

ми 15. Пальцы 8 удерживаются в цилиндре шплинтами 14.

Тормозной диск 18 крепится к ступице колеса двумя установочными

штифтами.

При торможении поршни под давлением жидкости выдвигаются из ко- лесных цилиндров и поджимают тормозные колодки к тормозному диску. При

движении поршни увлекают за собой уплотнительные кольца 6, которые при

этом скручиваются. При растормаживании, когда давление в приводе падает,

поршни за счет упругой деформации колец вдвигаются обратно в цилиндры.

При этом накладки 5 будут находиться в легком соприкосновении с диском 18.

При износе накладок, когда зазор в тормозном механизме увеличива- ется, поршни под давлением жидкости проскальзывают относительно колец 6

и занимают новое положение в цилиндрах, которое обеспечивает оптимальный

зазор между колодками и диском.

1 — штуцер прокачки; 2 — трубопровод; 3 — поршень; 4 — пружинный фиксатор; 5 —фрикционные накладки; 6 — резиновое кольцо; 7 —рези-новый колпачок; 8 —соединительные пальцы; 9- болты крепления суппорта;

10- поворотная цапфа; 11- кронштейн; 12- суппорт; 13- защитный кожух; 14- шплинты; 15- пружины; 16- тормозные колодки; 17- колесный тормозной цилиндр; 18- тормозной диск.

Рисунок 4.1-Тормоз передний дисковый

Необходимо также отметить, что фрикционные накладки присоединены к колодкам путем склеивания, что более технологично по сравнению с заклепками.

5 Функциональный и прочностной расчет тормозной системы

5.1 Расчет максимально возможного тормозного момента

Прежде чем проектировать тормоза мобильных машин необходимо знать величину максимально возможного тормозного момента, который может быть реализован в определенных условиях эксплуатации машины и уже потом, с учетом найденной величины максимально возможного реализуемого момента, приступить к проектированию тормозов.

Из рассмотрения сил, действующих на мобильную машину при установившемся торможении на горизонтальном участке дороги (рисунок 5.1), определяем максимальные моменты трения переднего и заднего тормозов проектируемой машины, исходя из условия полного использования сцепления шин с дорогой:

M1 =(φּrּmּg/(n1 ּL))ּ(b+φּh), Нּм, (5.1)

M2 =(φּrּmּg/(n2ּL))ּ(a-φּh), Нּм, (5.2)

где М1, М2 — максимально возможные моменты трения передних и задних тормозов соответственно в случае одновременного торможения всеми колесами автомобиля;

φ — коэффициент сцепления шин с дорогой, φ = 0.8;

r — радиус качения колеса, r= 0.2435 м ;

т — масса автомобиля, т = 975 кг;

а = 1.1068 м, b = 1.0732 м, h = 0.6374 м — координаты центра масс автомобиля;

L — база автомобиля, L = 2.18 м;

n1, п2 — число колес с тормозами, соответственно, на передней и задней осях.

;

Таким образом, как видно из проведенных расчетов, момент трения на задних колесах меньше чем на передних.

Рисунок 5.1 – Силы, действующие на мобильную машину при торможении на горизонтальном участке дороги

Полученные формулы позволяют определить требуемые моменты трения, которые должны развивать проектируемые тормоза автомобиля для полного использования сцепления шин с дорогой и, тем самым, обеспечения максимальной эффективности торможения.

5.2 Расчет основных геометрических параметров тормозов

Для определения основных геометрических параметров однодискового переднего тормоза воспользуемся формулой для расчета величины тормозно- го момента:

, Нм, (5.3)

где коэффициент трения, ; средний радиус трения; сила прижимающая накладку к диску,

, Н, (5.4)

где q — давление жидкости в гидроприводе тормозов;

d – диаметр тормозного цилиндра, м;

Принимаем средний радиус трения Rc = 0.093 м. Давление жидкости в гидроприводе для автомобилей q = 8 – 9 МПа. Принимаем q = 9 МПа. Из выра-жения (5.3) определяем силу прижимающюю накладку к диску:

, (5.5)

Из выражения (5.4) определяем диаметр тормозного цилиндра:

, (5.6)

Основным показателем для окончательного выбора размеров фрикцион-

ных накладок является максимальная удельная нагрузка, создаваемая в контак-те поверхностей трения тормоза

, (5.7)

где F – площадь поверхности трения накладки.

Для дисковых тормозов допустимое значение удельной нагрузки на накладку не должно превышать 500 . Принимаем . Тогда из выраже-ния (5.7) площадь поверхности трения накладки равна

, (5.8)

Площадь поверхности трения накладки можно определить по форму-

ле (5.9)

(5.9)

где — центральный угол кольцевого сегмента накладки;

R ,r – наружный и внутренний радиусы кольцевого сегмента накладки.

Для определения R и r составим систему уравнений:

. (5.10)

Приняв , получаем

откуда:

Для определения диаметра главного цилиндра воспользуемся отноше-

нием

, (5.11)

где диаметр главного цилиндра, м;

диаметр колесного цилиндра, м.

Принимая 3 и получаем

5.3 Расчет показателей эффективности тормозов

Эффективность тормозов оценивается в основном тормозным путем и установившемся замедлением. Приравнивая силу инерции автомобиля и суммарную тормозную силу, найдем выражение для установившегося замедления:

j = φ • g = 0.8 • 9.81 = 7.848 м/с2, (5.12)

Максимально возможный путь торможения с начальной скоростью 60 км/ч при гидравлическом приводе тормозов рассчитывают по формуле:

S=0.125V0 +V02 /(2ּj), м, (5.13)

где S — тормозной путь, м;

V — начальная скорость торможения, м/с;

V0 = 60 км/ч = 16.66 м/c;

S=0.125ּ16.66+16.662 /2ּּ 7.845 = 19.8 м.

Полученное выражение справедливо для случая одновременного торможения передними и задними колесами автомобиля.

5.4 Расчет показателей энергоемкости тормозов

Способность тормозов поглощать и быстро рассеивать накопленное тепло, без существенного снижения эффективности действия, называется энергоемкостью, о которой судят, косвенно, по удельной работе трения тормозов и приросту температуры за одно торможение на фрикционные нак-ладки.

Процесс интенсивного торможения продолжается весьма краткое время, поэтому пренебрегают теплоотдачей в окружающую среду и в соседние, нерабочие участки диска. Тогда удельная работа трения тормоза выразится как:

L=0.051Z1 V02 / 2F, (5.14)

где Z1 — нормальная реакция дороги при торможении на колеса;

V0 — начальная скорость торможения, V0 = 16.66 м/c;

F- площадь накладок рассчитываемого тормоза. Расчитываем нормальную реакцию дороги на переднее колесо:

Z=(Мg/(2L))(b+φh), (5.15)

Из ранее приведенных расчетов следует, что наиболее нагружженным является передний тормоз. Определим для него удельную работу трения: Z 1 =(975 ּ9.81/(2ּ2.18))ּ(1.0732+0.8ּ0.637)=3469.4 Н.

Lm = 0.051ּ3469.4ּ (16.66)2 / (2ּ 0.00227) = 1081 Н • м/см2 < 2000 Н • м/см2 .

Пренебрегая теплоотдачей в окружающую среду, можно считать что вся работа трения превращается в тепло. Тогда прирост температуры диска

за одно торможение выразится, как

(5.16)

где m – масса кольцевой части диска, непосредственно примыкающей к по-верхности трения,

(5.17)

где R,r – наружный и внутренний радиусы поверхности трения диска, м;

b – толщина диска, м;

р – плотность материала диска, для стали р = 7.83 ;

c – теплоемкость материала диска, для стали .

5.5 Прочностной расчет тормозов

Достаточная жесткость деталей барабанного тормоза, и прежде всего барабана и колодок, является непременным условием для обеспечения его надежности, стабильности и эффективности торможения.

Считаем тормозной барабан (рисунок 5.2) достаточно жестким, если выполняется условие:

W=2*108 *((P*h*f(a)/(c*E*sin2 α))*U(γi )*(R3 /(L*H03 ))<=0,0016*R, (5.15),

где W — максимальный статистический прогиб свободного края тормозного барабана;

Р – разжимная сила, Н;

c — расстояние между центрами вращения барабана и поворота колодки, мм;

Е-модуль Юнга,E = 1,6 х 1011 н/м2 ;

а — половина угла охвата колодки, а = 45°;

R — радиус средней окружности;

L — длина оболочки;

Н0 — толщина оболочки;

R - опорноезначение,R 0= 0,25м .

Рисунок 5.2 — Геометрические параметры тормозного барабана