Тормозной привод: механический, гидравлический, пневматический

электрический, комбинированный

Схема (а) и статическая характеристика (б) барабанного тормозного механизма с гидравлическим приводом с равными приводными силами и односторонним расположением опор:

1-первичная колодка; 2-вторичная колодка; 3-тормозной цилиндр.

Для этого тормозного механизма характерным является следующее. Приводные силы P1 и P2, прижимающие колодки 1 и 2 к барабану равны (P1=P2), так как площади поршней тормозного цилиндра 3 одинаковы. Нормальные реакции барабана N1 b N2 на колодки не равны между собой (N1>N2). Момент, создаваемый силой трения F1 и действующий на колодку 1, совпадает по направлению с моментом приводной силы P1, вследствие чего колодка захватывается барабаном, а сила трения F1 способствует прижатию колодки к барабану. Момент силы трения F2, действующий на колодку 2, противоположен по направлению моменту приводной силы P2, и поэтому сила трения F2 препятствует прижатию колодки 2 к тормозному барабану.

Колодка 1 называется первичной (активной, самоприжимной), а колодка 2 – вторичной (пассивной, самоотжимной). Первичная колодка нагружается больше, чем вторичная. При вращении колеса в противоположную сторону функции колодок изменяются и колодка 2 работает кА первичная, а колодка 1 – как вторичная.

Тормозной момент, создаваемый тормозным механизмом:

Мтор=(F1+F2)rб

или с учётом значения сил трения F1=µN1; F2=µN2

Mтор=µ(N1+N2)rб,

где µ=0,3 – коэффициент трения

Из условия равновесия тормозящего колеса имеем:

P1(a+c)+ F1rб-N1a=0 – для первичной колодки;

P2(a+c)+ F2rб-N2a=0 – для вторичной колодки.

Подставив в эти уравнения значения сил трения F1 и F2, получим соответственно для первичной и вторичной колодок:

P1=N1 ; P2=N2 ;

Расчет диаметра цилиндра колесного тормоза с гидроприводом

При служебных торможениях давление жидкости в тормозном приводе лежит в пределах 4...10 МПа. В случае экстренного торможения давление жидкости

может до 15 МПа и выше. Усилие на педали можно вычислить исходя из максимального давления в

приводе:

где pґж - давление жидкости в приводе при экстренном торможении; dг.ц -диаметр главного цилиндра; uп.п - передаточное число педального привода (uп.п =а/b); зп.п - коэффициент полезного действия привода (зп.п = 0,92...0,95).

При этом усилие, создаваемое рабочим цилиндром на тормозные колодки

где dр.ц - диаметр рабочего цилиндра, (dр.ц = 0,9...1,2) dг.ц.

С какой целью проводят стендовые испыт.агрегатов, мех-ов, и ав-ей в целом

Стендовые испытания агрегатов, механизмов и автомобилей в целом проводятся с целью получения данных для расчёта каких-либо характеристик (мощностных, экологических и др.) или с целью проверки соответствия тому, что указано в паспорте агрегата, автомобиля.

С какой целью проводят дорож.,эксплуат, заводские и госуд.испыт.ав-ей.

Заводские и государственные испытания (государственный контроль) автомобилей, как и техосмотр, проводятся с целью проверки соответствия ГОСТам и стандартам. Проверяется экологичность и техническое состояние.

Расчетные режимы и обоснование их выбора

Для расчёта отдельных узлов и агрегатов автомобиля могут быть использованы разные расчётные режимы. Важно правильно оценить эти режимы для обоснованного выбора применительно к поставленной задаче. Трансмиссия. На основании анализа нагрузочных режимов трансмиссии могут быть установлены расчётные режимы.

Первый расчётный режим – по максимальному моменту двигателя

M=(Mт)max*I,

где M – момент на валу трансмиссии, соответствующий максимальному моменту двигателя;

(Mт)max – максимальный момент двигателя;

I – передаточное число, считая от вала двигателя до соответствующего вала трансмиссии.

Второй расчётный режим – по максимальному сцеплению ведущих колёс с грунтом цmax.

Третий расчётный режим – по максимальной динамической нагрузке, имеющей место при резком включении сцепления.

Четвёртый расчётный режим – принимается по действительным эксплуатационным нагрузкам (расчёт на выносливость).

Тормоза. Выбор расчётного режима для тормозов должен предусматривать возможность торможения автомобиля с наибольшей эффективностью, что может быть достигнуто в случае полного использования силы сцепления заторможенных колёс с дорогой до юза или состояния близкого к юзу.

В качестве расчётного режима для расчёта на прочность деталей тормозов и тормозных приводов (барабаны, колодки и их опоры, привод к разжимным кулакам и другие) принимаются максимальные силы, приложенные к соответствующим деталям.

Расчет сцепления на износ

Требуемое нажимное усилие на поверхностях трения вычисляется по формуле

где b - коэффициент запаса сцепления, принимаем b = 1,5;

m - коэффициент трения, принимаем m = 0,3;

i – число поверхностей трения, у однодискового сцепления i = 2

Удельное давление на фрикционные накладки

Величина q оказывает существенное влияние на интенсивность износа накладок и не должна превышать рекомендуемых значений (0,15…0,25 МПа)

Для расчета работы буксования используют формулы, базирующиеся на статической обработке экспериментальных данных. Для практических расчетов может быть использована следующая формула

где Ja – приведенный момент инерции автомобиля, Н×м×с2;

wе – угловая скорость вращения коленчатого вала, с-1;

Мy - момент сопротивления движению автомобиля, приведенный к коленчатому валу двигателя, Н×м

Момент инерции Ja определяют по формуле

где ik и i0 – передаточные числа коробки перемены передач и главной передачи, по заданию ik = 3,8 и i0 = 4,4;

ma – полная масса автомобиля, по заданию ma = 1650 кг

r - радиус колеса =0,38

Угловая скорость коленчатого вала двигателя при максимальной скорости

Угловая частота вращения коленчатого вала двигателя в момент включения сцепления

Приведенный момент сопротивления движению

где y - коэффициент суммарного сопротивления дороги = 0,04

hтр – коэффициент полезного действия трансмиссии =0,93

Расчет работы буксования

Удельная работа буксования

Массу нажимного диска находим из формулы

где g - доля теплоты, приходящаяся на рассчитываемую деталь, g = 0,5;

с – удельная массовая доля чугуна, с = 481,5 (Дж/(кг×град))

Исходя из массы диска и плотности материала определим толщину нажимного диска. Р - плотность материала (чугун) = 7400кг/м.куб

5. РАСЧЕТ ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРЕН

5.1 Выбор расчетного момента

Шестерни коробки передач работают на неустановившихся режимах, так как воспринимают действие переменных нагрузок в результате непрерывного изменения сопротивлений движению автомобиля. В результате этого напряжения изгиба в основании зубьев шестерен и контактные напряжения изменяются по величине в широком диапазоне. Поэтому для оценки прочности и долговечности шестерен КПП важно правильно выбрать расчетный момент. Первый расчетный режим (по максимальному моменту двигателя):

М_р = М _{е mах} × , (8)

где М _{е mах} ─ максимальный крутящий момент двигателя, Н× м; ─ передаточное число от двигателя до ведущей шестерни рассматриваемой передачи.

Второй расчетный режим (по максимальному сцеплению ведущих колес с дорогой и приведенный к трансмиссии):

^, (9)

где S R_Z ─ сумма нормальных реакций на ведущих колесах автомобиля, Н;

j _mах ─ максимальный коэффициент сцепления шины с дорогой, j =0,7...0,9;

U_K, _. ─ передаточные числа коробки передач, дополнительной коробки, главной передачи;

r _k ─ радиус колеса.

Третий расчетный режим (по максимальным динамическим нагрузкам):

M _p = M _{e max} × K _д, (10)

где К_д ─ коэффициент динамичности. К_д = 1,5...2,0 для легковых автомобилей и автобусов; К_д = 2.0...2,5 для грузовых автомобилей; К_д = 2,5...3,0 для автомобилей высокой проходимости.

5.2 Расчет зубьев шестерен на прочность

Прочность шестерен оценивают по напряжениям изгиба в опасном сечении их зубьев. Напряжение изгиба определяется по формуле:

для прямозубых шестерен , (11)

для косозубых шестерен , (12)

окружное усилие ^, (13)

где М _р ─ момент, рассчитанный по формуле (8, 9 или 10), Н× м;

z ─ число зубьев ведомой шестерни;

m = ─ торцовый модуль, мм.

Для прямозубых шестерен рабочая ширина зуба b равна ширине венца, для косозбых равна . Коэффициент формы зуба у определяют по табл.3 Приложения, для прямозубых шестерен по числу зубьев z, а для косозубых по приведенному числу зубьев. . Вычисленные напряжения сравниваются с допускаемыми

(табл.5 Приложения) для соответствующих передач.

5.3 Расчет зубьев шестерен на износ

На общий срок службы шестерен оказывают влияние усталость материала в основании зубьев, интенсивность контактных напряжений в полюсе зацепления, жесткость конструкции валов и их опор. Износостойкость шестерен оценивают по величинам контактных напряжений:

, (14)

где a ─ угол зацепления равный 20^о;Е = 2×10¹¹ Н /м ² ─ модуль упругости I рода, ─ длина линии контакта зубьев, выбирается как в формуле (4);

Р ─ окружное усилие, определяемое по формуле (13).

В формуле (13) величина расчетного момента:

М _р = k× М _{е mах}× k, (15)

где k ─ коэффициент использования максимального крутящего момента двигателя. Для грузовых автомобилей k = 0,5; для легковых автомобилей k = 0,6...0,7.

r₁, r₂ ─ радиусы начальных окружностей ведущей и ведомой шестерен (знак плюс для внешнего, минус ─ для внутреннего зацепления), м:

(для прямозубых шестерен); (для косозубых шестерен). (16)

Результаты расчета контактных напряжений сравниваются с допускаемыми величинами из табл. 5 приложения, вычисленными при значении коэффициента использования момента двигателя равным 0,5. Марка стали шестерен выбирается с учетом типа автомобиля.

Для шестерен КПП легковых и грузовых автомобилей, грузоподъемностью до 2,0 т применяют сталь 45, 15 ХА, 15ХГНТ, 20Х, 30ХГТ, 35Х, 40Х, 40ХНМА с цианированием, для шестерен автобусов и грузовых автомобилей грузоподъемностью свыше 2 т применяют сталь 12ХНЗА, 12Х2Н4А, 18ХГТ, 18ХНВА с последующей цементацией.

Расчет считается удовлетворительным, если контактные напряжения не превышают максимальных напряжений табл.5 приложения и не ниже, чем на 5...10 % минимальных значений.

Дата добавления: 2015-06-29