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

/>

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/ji ср	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	υi ср	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:

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

Параметр		Размер- ность	Значения параметров
ωе		с-1	11 6	23 2	3 48	46 4	58 0	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	0 .0161	0 .129	0 .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	-	0 . 3 67	0 . 3 666	0 . 4 05	0 . 49 1	0 . 65 5	1 . 0000
	КИ	-	1 .3 25	1 . 3 269	1 . 2 2 7	1 . 0 5 9	0 . 909	1 . 0000
	Е	-	0,2	0,4	0,6	0,8	1	1,2
	КЕ	-	1 .089	0 . 9954	0 . 9570	0 . 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	0 . 4 51	0 . 4 8 9	0 . 58	0 . 7 59	1 . 1 37
	КИ	-	1 .116 9	1 . 1 29	1 . 0 62	0 . 95 3	0 . 90	1 . 05 3
	Е	-	0,2	0,4	0,6	0,8	1	1,2
	КЕ	-	1 . 0893	0 . 9954	0 . 9570	0 . 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
+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.