Проектировочный расчет рабочей тормозной системы

Рисунок 5. 1 — Расчетная схема автопоезда при торможении

Расчетная схема автомобиля и схема сил, действующих в системе «автомобиль-дорога» в процессе торможения, приведены на рисунке 5. 1

Условные обозначения

Ga — полная масса автомобиля — тягача;

GТ1 — вес автомобиля — тягача с водителем;

GТ2 — вес автомобиля — тягача с водителем и пассажиром;

G1 — нагрузка на колесе передней оси;

G2 — нагрузка на колесе задней оси;

R1 — вертикальная реакция на передней оси тягача;

R2 — вертикальная реакция на задней оси тягача;

Rп — вертикальная реакция на колесах полуприцепа;

L — база автомобиля;

Lп — база полуприцепа;

a, b, hgт, — координаты центра тяжести;

с, hc — координаты расположения седельно — сцепного устройства;

hgп — высота центра тяжести полуприцепа;

rк — радиус качения;

Т1 — тормозная сила на передней оси тягача;

Т2 — тормозная сила на задней оси тягача;

Тп — тормозная сила на колесах полуприцепа;

j — установившееся замедление при торможении;

g — ускорение свободного падения;

j/g — коэффициент торможения гт;

УT — суммарная тормозная сила;

Ma — тормозной момент создаваемый тормозными механизмами;

Ma1 — тормозной момент переднего тормоза;

Ma2 — тормозной момент заднего тормоза;

Q — усилие на штоке тормозной камеры;

S — площадь тормозной камеры;

Fпр — усилие возвратной пружины тормозной камеры;

p — давление сжатого тормоза в приводе тормоза;

p1 — давление сжатого тормоза в приводе тормоза переднего тормоза;

p2 — давление сжатого тормоза в приводе тормоза заднего тормоза;

ц1 — реализуемое сцепление передней оси;

ц2 — реализуемое сцепление передней оси;

l — длина рычага регулятора тормозных сил;

в — текущее значение, угла наклона рычага регулятора тормозных сил;

в0 — угол наклона рычага регулятора тормозных сил груженого автомобиля в статическом состоянии;

в01 — угол наклона рычага регулятора тормозных сил порожнего автомобиля в статическом состоянии;

f0 — прогиб рессоры, вызванный нагрузкой, приходящейся на заднюю ось в статическом состоянии для груженого автомобиля;

f 01 — прогиб рессоры, вызванный нагрузкой, приходящейся на заднюю ось в статическом состоянии для порожнего автомобиля;

Дf — изменение прогиба рессоры;

Полная масса автомобиля, кг

Ga = 18000.

Координаты центра масс автомобиля-тягача с одним человеком, м

а = 2, 279;

b = 1, 621;

h = 1, 005.

Координаты центра масс автомобиля-тягача с двумя людьми, м

а = 2, 281;

b = 1, 685;

h = 1, 007.

Координаты расположения седельно-сцепного устройства с полезной нагрузкой, м

с= 0, 6;

hc = 1, 006.

Радиус качения, м

rк= 0, 472.

Расчет процесса торможения проводится в три этапа

  • 1) Расчет процесса торможения при идеальном распределении тормозных сил, т. е. когда тормозные силы пропорциональны осевым нагрузкам. По результатам расчетов первого этапа выбираются энергоемкость тормозных механизмов, и определяется их силовые характеристики, выбирается типоразмер тормозных камер и величина давления сжатого воздуха в приводе;
  • 2) Расчет процесса торможения, обеспечиваемого реальной тормозной системой, параметры которой выбраны на основании анализа результатов первого этапа расчетов и с учетом применения узлов и аппаратов первого этапа расчетов и с учетом применения узлов и аппаратов нормализованного ряда, при постоянном отношении тормозных моментов передних и задних тормозов.

Определяется соответствие (несоответствие) эффективности тормозной системы и характера распределения тормозных сил между осями нормативным требованиям отраслевого стандарта ОСТ 36. 001. 016-70 и Правил №13 ЕЭК ООН, а также определяется необходимость применения регуляторов тормозных сил;

3) Расчет процесса торможения, обеспечиваемого реальной тормозной системой с применением регуляторов тормозных сил, автоматически изменяющих отношение тормозных моментов передних и задних тормозов. В процессе расчета определяются установочные параметры регуляторов тормозных сил. По результатам расчетов уточняются параметры привода тормозов, и делается заключение о соответствии тормозных свойств автомобиля нормативным требованиям ОСТ 36. 001. 016-70 и Правил №13 ЕЭКООН.

Расчет ведется как для груженного, так и для порожнего состояния автомобиля, относительно коэффициента торможения гт, которое принимает значение от 0 до 0, 8.

Динамические нагрузки на седельное устройство Gс. дин. и на ось полуприцепа Gп. дин. определяется по формулам

Gс. дин =; (5. 1)

Gп. дин =, (5. 2)

где Gс. ст., Gп. ст. — вес, приходящийся соответственно на седельное устройство,

Gс. ст. = 117720Н и на оси полуприцепа Gп. ст. = 255060Н в статическом положении;

Gп. — полный вес полуприцепа, Gп. = 343350Н;

hп — высота центра тяжести полуприцепа, hп = 2, 1м;

Lп — база полуприцепа; Lп = 9, 7м.

Gс. дин = ;

Gп. дин =.

Нагрузка на передней и задней осей автомобиля (G1 и G2) в зависимости от коэффициента торможения (j/g) находим из уравнения равновесия (рисунке 5. 1равновесия () авнениея ициента торможения () я () рмозных сил.

; (5. 3)

. (5. 4)

Для порожнего автомобиля нагрузка на колесах при торможении определяется по следующим формулам

; (5. 5)

. (5. 6)

Исходя из условий идеального распределения тормозных сил, оптимальное значение тормозных сил на колесах передней и задней осей находим по формулам (5. 7), (5. 8), (5. 9), (5. 10).

— для снаряженного автомобиля

; (5. 7)

. (5. 8)

— для груженого автомобиля

; (5. 9)

. (5. 10)

Для груженого автомобиля

Для порожнего автомобиля

Оптимальное значение тормозных моментов на передних и задних колес находим по формулам:

для груженого автомобиля

; (5. 11)

; (5. 12)

для груженого автомобиля

; (5. 13)

; (5. 14)

Выбор типоразмера тормозных камер и величину рабочего давления сжатого воздуха в приводе тормозов, обеспечивающих заданную эффективность тормозной системы, приводится исходя из следующих предпосылок

  • — тормозная сила задних колес должна обеспечить реализацию сцепного веса задних колес груженого автомобиля в статическом состоянии на дороге с коэффициентом сцепления не менее 0, 65.
  • — тормозная сила передних колес должна быть не менее оптимального ее значения при торможении груженого автомобиля с замедлением 0, 6g.

; (5. 15)

Нм;

; (5. 16)

Нм.

Зависимость тормозной силы на колесе от усилия на штоке тормозной камеры выражается формулой

, (5. 17)

где А — коэффициент усиления тормозного механизма; Q — сила на штоке тормозной камеры, Н.

Для определения коэффициента усиления проводится силовой анализ тормозного механизма.

Определяется эффективный радиус трения

, (5. 18)

где R — наружный радиус диска, R = 0, 215 м; r — внутренний радиус диска, r = 0, 125 м.

м.

Рисунок 5. 2 — Расчетная схема нагружения тормозного диска

Тормозной коэффициент дискового тормозного механизма определяется по формуле

, (5. 19)

где — коэффициент трения, = 0, 4.

Тормозной момент рассчитывается по формуле

, (5. 20)

где м — коэффициент трения;

i — передаточное отношение тормозного механизма;

Q- сила на штоке тормозной камеры;

з- коэффициент полезного действия тормозного механизма;

rм- эффективный радиус трения диска.

На этапе разработки в конструкцию закладываются значения каждого из вышеприведенных параметров, и тем самым обеспечивается необходимый тормозной момент.

Рисунок 5. 3 — Дисковый тормоз: 1 — разжимной кулак; 2 — силовая планка; 3 — тормозная камера; 4 — накладки; 5 — диск

Учитывая, что сила на штоке тормозной камеры, является функцией хода штока, более целесообразно выразить передаточное отношение тормозного механизма как функцию хода штока тормозной камеры.

Передаточное отношение представляет собой отношение хода штока тормозной камеры к ходу силовой планки на элементарном участке

. (5. 21)

При повороте разжимного кулака на угол ц, ход штока тормозной камеры будет равен

, (5. 22)

где b — расстояние от оси вращения кулака до центра поворота штока тормозной камеры;

c — плечо разжимного кулака;

б — угол между b и c.

Для уменьшения погрешности регулировки зазора, которое приводит к разности хода штока тормозных камер и повышения устойчивости автомобиля при торможении посредством уменьшения разности тормозных моментов на механизмах одной оси было бы более целесообразным обеспечить постоянство передаточного отношения. Поэтому применяем ш = 1080 .

Дифференцируя последнее уравнение по L получим

, (5. 25)

где из вышеприведенных выражений

L (5. 26)

Последние две формулы выражают передаточное отношение тормозного механизма как функцию хода штока тормозной камеры.

На рисунке 5. 4 представлен результат расчета передаточного отношения для угла ш = 1080, определяющих положение эксцентриситета и постоянных значений параметров б = 450, b = 160 мм, с = 76 мм, е = 5мм.

Рисунок 5. 4 — Результат расчета передаточного отношения

Таким образом передаточное отношение тормозного механизма

i=15, 3.

Выбор значения передаточного отношения применяется исходя из значений тормозного механизма аналогов, которое составляет i?15.

Усилие на штоке тормозной камеры определяется по формуле

, (5. 27)

где A — коэффициент усиления тормозного механизма.

Подставляя значения Т1 и Т2 из формул (5. 15) и (5. 16) в эту формулу определяется усилие на штоке тормозной камеры

для задних тормозных камер

Н. (5. 28)

для передних тормозных камер

Н. (5. 29)

Определяется тип тормозной камеры из нормализованного ряда для грузовых автомобилей в зависимости от величины рабочего давления сжатого воздуха в приводе тормозов и выбирается тормозная камера типа 20 или 24. Площадь тормозной камеры типа 20 равна S = 0, 0129 м2; площадь тормозной камеры типа 24 равна S = 0, 0155 м2.

Усилие на штоке тормозной камеры определяется по формуле

, (5. 30)

где р — рабочее давление в тормозном приводе, р = 0, 6 МПа; FПР — усилие пружины, FПР = 345 Н.

Тип 20

Н.

Тип 24

Н.

Тормозная камера типа 20 применяется для передних тормозов. Тормозная камера типа 24 применяется для задних тормозов.

Зависимость тормозного момента от тормозной силы

Расчет тормозного механизма

Тормозные механизмы.

По форме вращающихся элементов, различают барабанные и дисковые тормозные механизмы. Барабанные механизмы различаются по типам разжимного устройства колодок: гидравлические, кулачковый, клиновой.

Дисковые тормозные механизмы применяют на легковых автомобилях и реже на грузовых. Они могут быть открытыми и закрытыми, одно и многодисковые, со сплошным и вентилируемым диском.

В зависимости от способа крепления скобы, различают тормозные механизмы с фиксирующей и плавающей скобой. С фиксированной большее приводное усилие и повышенную жесткость механизма.

Недостаток дискового механизма с плавающей скобой: одностороннее изнашивание накладки и диска со стороны колесного цилиндра при деформации и коррозии направляющих.

Тормозные диски изготовляют в основном из чугуна, применяют биметаллические диски, у которых фрикционный слой из чугуна, а основание из алюминия. В качестве накладок используются прессованные материалы на асбокаучуковой основе и спеченные материалы.

Преимущество дисковых тормозных механизмов:

1) Меньше зазор.

2) Меньшая масса и габаритные размеры.

3) Равномерное изнашивание накладок.

4) Лучшее условие теплообмена.

Недостатки:

1) Трудность обеспечения герметизации и соответственно повышенная интенсивность изнашивания прокладок.

Барабанный тормозной механизм имеет симметричный колодоч­ный тормоз (рис. 1), состоящий из вращающегося барабана 1 и двух внутренних колодок 2, шарнирно подвешенных на неподвиж­ных опорах 5. Разжимное устройство 4 гидравлического типа рас­положено между другими концами колодок. Поршни рабочего ци­линдра, находясь под давлением тормозной жидкости, прижимают обе колодки к барабану с одинаковой силой Р.

Для ориентировочных расчетов можно приближенно допустить, что после приработки удельное давление распределяется по длине накладки равномерно, а результирующая нормальной силы dN и силы трения μdN (μ — коэффициент трения между поверхностью накладки колодки и барабана). Результирующая нормальных сил, действующих между барабаном и колодкой, расположена посреди­не дуги накладки и может быть выражена зависимостью

Y=p∙β∙rб∙bн,

где:

р — давление в контакте барабана с накладкой;

β— угол охвата накладки;

rб — радиус барабана;

bн — ширина накладки.

При указанных допущениях на колодки симметричного тормо­за (рис. 1) действуют результирующие нормальные силы N1 и N2 и тангенциальные силы трения (μN1 и μN2 Силы трения направ­лены у левой и правой колодок в противоположные стороны). В опо­рах действуют соответствующие реакции— горизонтальные Rx и вертикальные Rу с индексами, указывающими номера колодок.

Из уравнения момента относительно осей 3 имеем:

N1=P1(a+c)/(c – μ∙e),

N2=P2(a+c)/(c+μ∙e),

где а, с и е – плечи сил, действующих на колодки.

Рис. 1 Схема простого симметричного колодочного тормоза.

Сила N1 значительно больше силы N2, так как у левой колодки момент μN1е прижимает колодку к барабану, а правую колодку мо­мент μN2e отжимает от барабана. Соответственно будут различать­ся и тормозные моменты, развиваемые каждой из колодок. Так как в механизме действуют равные силы Р1 = Р2 = Р, то суммарный тор­мозной момент обеих колодок определяется как

Мт = μ ∙ rб (N1 + N2) = μ ∙ rб ∙ Р (а + с) ,

где rб — радиус барабана.

Различают колодки активные и пассивные. К первым относятся колодки, у которых эффективность торможения под действием мо­мента сил трения возрастает; пассивными считаются колодки, на которые момент сил трения оказывает отрицательное влияние.

В качестве разжимного устройства у тормозов с односторонним расположением опор колодок на валу закрепляют кулачки (рис. 2).

Рис.2 Схема колодочного тормоза с разжимным кулачком

Колодки 2 и 3 поворачиваются кулачком 1 на одинаковый угол, при этом усилия Р1 и Р2, передаваемые соответственно на активную и пассивную колодки, получаются разными. На схеме они показа­ны применительно ко вращению барабана 4 по направлению стрел­ки со. После приработки тормоза, когда удельное давление на обе колодки выравнивается, соотношения между силами Р1 и Р2 долж­ны быть пропорциональными действующим на колодки результи­рующим нормальным силам N1 и N2. У симметричных колодок при этих условиях N1 = N2, поэтому

Р1/Р2=(с – μ ∙ е)/(с + μ ∙ е),

отсюда тормозной момент

Рубрики: Мотоспорт

Добавить комментарий

Ваш e-mail не будет опубликован. Обязательные поля помечены *