Реферат: работа по дисциплине : “ Автомобили” на тему: “Расчет автомобиля с разработкой (модернизацией) переднего дискового тормоза Пояснительная записка
Название: работа по дисциплине : “ Автомобили” на тему: “Расчет автомобиля с разработкой (модернизацией) переднего дискового тормоза Пояснительная записка Раздел: Остальные рефераты Тип: реферат | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
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
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
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
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 =υ0 и υ =0.9υmax согласно выражению (2.8), представляет собой время разгона автомобиля от скорости υ0 до 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 υ0 до 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 υ0 до 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
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:
и . 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
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.
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 +V0 2 /(2ּj), м , (5.13) где S - тормозной путь, м; V 0 - 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 V0 2 / 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*H0 3 ))<=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 0 - опорноезначение,R 0= 0,25м . Рисунок 5.2 - Геометрические параметры тормозного барабана L=75 мм, L’=17 мм, H=5 мм, H0=10 мм , H0’=5 мм, R=150 мм , r=35 мм. Вычисляем значения γ, по следующим формулам: γ1 =H/R0=0,02, (5.16), γ2 =r/R0=0,136, (5.17), γ3 =R/R0=0,6, (5.18), γ4 =L/R0=0,3, (5.19), γ5 =H0/R0=0,04, (5.20), γ6 =L’/R0=0,068, (5.21), γ7 =H0’/R0=0,1, (5.22), где r0 - опорное значение средней окружности цилиндрической части тормозного барабана. Далее определим U ( γi ) по выражению: U ( γi )=0,0146/ (γ1* γ4 )-0,002994/ (γ1* γ3 )-1,93* γ2 +1,893* γ2 2 -0,5293/ γ2* γ3 -1,924* γ3 +0,5576* *γ2 2 +0,1089* γ2 +1,852* γ7 +1,58 , (5.23). Подставляем значения γi в выражение (5.23): U ( γi )=-6,7. Половина угла охвата накладки тормоза а=45°, поэтому f(a) определяется по формуле: f(a)=sin2 a/2+(cos4 a-1)/4+(2/π)*((9/4)*cos3 a-cos a/3-1/9-(a*sin3 a)/3), (5.24). Подставляя значение а=45° в выражение (5.24) получаем f(a)=-0.00001324. Подставим значение в выражение (5.15). Условие жесткости выполняется: W =0.235 MM <0,0016* 150 = 0,24 мм. |