Дисковые тормоза КАМАЗ 65115

Значение приводного усилия

N = i ηpA.

N = 123286,5 Н.

 

5 Проверочный расчет

 

Параметры, по которым оценивают совокупность тормозных механизмов рабочей тормозной системы и тормозные механизмы отдельно: среднее давление на поверхности фрикционной пары, удельная нагрузка на тормозные накладки и удельная работа трения.

Условная удельная нагрузка

p = Ga/∑A,

где Ga – полный вес автомобиля, Н;

∑A – суммарная площадь тормозных накладок, площадь накладок дискового тормоза по результатам компоновочных работ принимаем 484,4 cм2, площадь накладок барабанного тормоза задней оси тягача – 1200 см2, тормоза колес полуприцепа – 1000 см2.

∑A = 9368,8 см2;

p = 41,88 Нcм2.

Допустимые значения p для грузовых автомобилей находится в диапазоне 20..40 Нсм2 – для барабанных тормозов, для дисковых допустимые нагрузки выше, поэтому полученное значение считаем приемлемым.

Проверочный расчет на износ и нагрев осуществляется по косвенным показателям – среднему давлению на поверхности колодки, удельной работе трения, которая определяет и температуру нагрева тормозного барабана (тормозного диска).

Среднее давление на поверхности колодки дискового тормоза:

q = N/A.

q = 7,79 МПа.

Допустимое давление на поверхности колодки барабанного тормоза – 2,5 МПа, для дискового тормоза это значение может быть выше в 2-3 раза, полученный результат считаем приемлемым.

Удельная работа трения определяется для начальной скорости торможения V=60 км/ч (16,67 м/c) по формуле

L = maV2/2∑A.

L = 592 Дж/см2.

Средние значения удельной работы для грузового автомобиля – 600-800 Джсм2, полученный результат считаем приемлемым.

 

6 Кинематика приводного устройства

 

Полученное выше значение приводной силы не учитывает изменение передаточного числа приводного устройства, которое непостоянно вследствие изменения плечей приложения сил. Изменение этих плечей обусловлено поворотом приводного рычага относительно толкателя при ходе штока тормозной камеры. Т.о., приводное усилие так же будет меняться в зависимости от хода штока. Для проведения прочностного расчета необходимо знать максимальное значение приводной силы.

Рассмотрим кинематику приводного устройства.

На рисунке 3 схематично представлен приводной рычаг. Окружностями показаны поверхности приложения усилий: N` – усилие не штоке тормозной камеры, N – усилие, передаваемое на толкатель.

Рисунок 3 – Кинематика приводного устройства

Условные обозначения:

r1 – плечо приложения усилия N; r2 – плечо приложения усилия N`; e – эксцентриситет; γ – угол поворота рычага при ходе штока S; β – конструктивный угол.

Передаточное отношение

i= N/N` = r1/r2.

r1 = l0cosα = l0cos(π/2-φ) = l0sinφ;

r2 = ecosτ = ecos(β-π/2+φ) =e cos[π/2-(β+φ)] = esin(β+φ) =

= e(sinβcosφ+cosβsinφ);

i = l0sinφ/[e(sinβcosφ+cosβsinφ)] = l0/[e(sinβctgφ+cosβ)].

Угол φ можно представить как сумму угла первоначального положения рычага φ0 и угла, на который поворачивается рычаг γ:

φ=φ0+γ.

Тогда

S = l0[cosφ0-cos(φ0+γ)];

cos(γ+φ0) = cosφ-S/l0;

γ = arccos(cosφ0-S/l0);

i = l0/e{sinβctg[arccos(cosφ0-S/l0)]+cosβ}.    (11)

Полученная зависимость i от S позволяет судить об изменении передаточного отношения в зависимости от хода штока тормозной камеры. Эта зависимость приведена на рисунке 4 и несет возрастающий характер. Подбором значений размеров и углов приводного устройства добьемся совпадения значения i, полученного из расчета на необходимую приводную силу (формула (10)) и значения i, полученного по формуле (11) при таком значении перемещении штока тормозной камеры, которое соответствовало бы рабочему зазору в паре трения. Это перемещение равно

s = δ·i,

где δ – рабочий зазор в паре трения, δ примем равным 0,1 мм;

s ≈ 9 мм.

 

Рисунок 4 – Зависимость передаточного числа приводного устройства от перемещения штока тормозной камеры

Такое соответствие получено при следующих значениях:

l0 = 45 мм; e = 4 мм; β = 20˚; φ0 = 0.

Т.о., максимальное передаточное отношение, а следовательно, и максимальное приводное усилие, будет реализовываться при максимальном ходе штока тормозной камеры. Превышение величины хода штока рабочего значения возможно в случаях, например, выхода из строя устройства автоматической компенсации рабочего зазора. В этом случае при достаточном износе будет наблюдаться снижение эффективности торможения и постепенное сведение ее к нулю, что является сигналом необходимости проведения технического обслуживания и ремонта тормозного механизма. Т.о., необходима периодическая проверка эффективности торможения, например по величине тормозного пути.

Из разработанной компоновки максимальный ход штока тормозной камеры равен 30 мм. Этому ходу по формуле (11) соответствует значение imax = 13.68.

Максимальная приводная сила

Nmax = imaxηpA;

Nmax = 188667,3 Н.

Это значение будем использовать в качестве расчетного при прочностном расчете.

 

7 Кинематика устройства для автоматического поддержания зазора

 

Устройство, представленное на рисунке 5, состоит из пальца 3 жестко установленного на приводном рычаге 1 и поворачивающегося вместе с ним относительно оси 2 при ходе штока тормозной камеры, втулки 6 с винтовой нарезкой на внутренней поверхности и винта 7, которые образуют толкатель. При повороте рычага 1 происходит поступательное движение втулки 6 и винта 7. На втулке установлена муфта свободного хода 5, с рычажком 4. Между пальцем 3 и рычажком 4 имеется зазор, соответствующий нормальному зазору в паре трения. При износе трущихся элементов и, соответственно, увеличенном ходе рычага 1 и втулки 6 вместе с винтом 7 этот зазор преодолевается и палец 3 поворачивает муфту 5. При таком направлении поворота муфта 5 не имеет возможности повернуть втулку 6, однако, при растормаживании, муфта, за счет силы пружины (на рисунке не показана), которая стремится вернуть ее в исходное положение, поворачивается на тот же угол в обратном направлении, поворачивая втулку 6. Поворот  втулки  ведет  к  осевому перемещению винта 7 на величину, равную величине износа. Таким образом, происходит поддержание нормального зазора между трущимися поверхностями. Так как храповое зацепление в муфте свободного хода имеет определенный угол нарезки, то срабатывание муфты произойдет не сразу, а при достижении величины износа определенного значения, т.е. регулировка зазора ступенчатая.

Рисунок 5 – Устройства для автоматического поддержания зазора

Необходимо определить параметры муфты 5, шаг винтовой линии, длины рычажка 4 и пальца 3, а так же зазор, между ними, соответствующий нормальному зазору в паре трения.

На рисунке 6 окружностью показана поверхность приводного рычага, воздействующая на втулку толкателя. Исходя из рисунка 5 ход толкателя, соответствующий нормальному зазору в паре трения

Sн = e[sin(φн+φ0)-sinφ0],       (12)

где φ0 – начальный угол поворота приводного рычага, φ0=0;

φн – угол приводного поворота рычага, соответствующий преодолению нормального зазора в паре трения;

Sн = esinφ;

Sн = 0,1 мм.

φн = arcsin(Sн/e);

φн = 1,4325˚.

Рисунок 6 – Расчетная схема поворота пальца

Пояснения к рисунку 6:

rп – радиус приложения усилия пальцем на рычажок муфты свободного хода; j – зазор между пальцем и рычажком муфты  свободного хода; γ0 – угол, характеризующий первоначальное положение пальца.

Исходя из рисунка 6

j = 2rпsinφн/2cos(γ0+φн/2).

Из компоновки: γ0 = 0; rп = 40 мм.

j = 2 мм.

Как было сказано выше, регулировка зазора имеет ступенчатый характер, то есть втулка поворачивается на  угол θ, равный углу нарезки храповой поверхности, при достижении износом величины И; при этом, чтобы компенсировать этот износ, винт должен переместиться в осевом направлении но винтовой линии на ту же величину

И = θp/2π,         (13)

где p – шаг винтовой линии, мм.

Примем передаточное отношение палец-рычажок муфты равным единице и неменяющимся в процессе их поворота. Тогда угол поворота муфты в случае преодоления зазора j равен углу поворота приводного рычага. Величину И так же можно определить через угол поворота приводного рычага (аналогично формуле (12))

И = e(sin(θ+φн) – sinφн.

И = 0,612 мм.

Выразим из формулы (13) шаг винтовой линии p и подставим в него полученное выражение

p = 2π e[sin(θ + φн) – sinφн]]/θ;

Примем θ=18˚ (соответствует двадцати зубьям на храповой поверхности). Тогда полученное значение p = 12,247 мм.

Принимаем p=12 мм. Вследствие неточности полученных значений будет происходить постепенное накопление погрешности в зазоре между трущимися поверхностями. Ее значение должно быть положительным во избежание заклинивания приводного устройства. Значение этой погрешности после полного допустимого износа трущихся поверхностей равно

П = lнеоб – lдейст,

где lнеоб – необходимая величина компенсации, необходимая величина компенсации равна сумме допустимых износов трущихся элементов: при толщине накладки 23 мм примем величину ее допустимого износа – 20 мм, при толщине тормозного диска 45 мм примем величину его допустимого износа – 6 мм;

lдейст – действительная величина компенсации, мм.

lнеоб = 20·2 + 6 = 46 мм.

lдейст = Sвинта Nк,

где Sвинта – осевое перемещение винта за один ход компенсации, мм;

Sвинта = θp/2π,

где θ и p – окончательно принятые значения;

Sвинта=0,6 мм;

Nк – необходимое количество ходов компенсации;

Nк = lнеоб/И;

Nк=75;

lдейст=45 мм;

П = 1 мм.

Полученный результат означает, что в процессе износа произойдет постепенное увеличение зазора межу рабочими поверхностями, и к моменту исчерпания ресурса трущихся поверхностей этот зазор будет составлять 1 мм. Для устранения этого явления необходимо более корректно выбрать характеристики устройства регулирования зазора или использовать бесступенчатое регулирование зазора, например, с помощью роликовой муфты свободного хода.

 

8. Прочностной расчет элементов тормозного механизма

8.1. Расчет скобы тормозного механизма

Скоба передает приводную силу N на противоположную тормозной камере сторону диска и работает на совместное действие растяжения и изгиба (см. рисунок 7, а), произведем расчет перемычек скобы. Поперечный профиль перемычек изображен на рисунке 7, г.

Рисунок 8 – Схема для расчета скобы

Нормальное напряжение в перемычках скобы

σ = N/A+Mezmax/Je,

где A – площадь поперечного профиля, м2;

zmax – координата максимально удаленной от оси e точки, м;

Je,м4 – момент инерции профиля относительно оси e.

Me – момент изгиба относительно центральной оси инерции е, Н·м.

 

Me = Nh,

где h – плечо приложения силы – расстояние между точкой ее приложения и центральной осью инерции, м.

Для нахождения момента инерции профиля, имеющего вид симметричного удвоенного кольцевого сектора, сначала найдем момент инерции одинарного кольцевого сектора (см. рисунок 7, б)

Ju = (r14-r4)(πα˚/180˚+ sinα)/8;     (14)

Jx = Ju – Fv0;        (15)

Jy = (r14 – r4)(πα˚/180˚ – sinα)/8,

где Ju,Jx,Jy – соответственно, моменты инерции относительно осей x,y,z, при чем ось u – главная ось инерции, м4;

r1,r – внешний и внутренний радиусы профиля, м;

α – угол кольцевого сектора, рад;

v0 – расстояние от оси x до оси u, м;

v0 = 4(r13 – r13)sin(α/2)(180˚/π α˚)/[3(r12 – r2)];   (16)

r = 0,272 м, r1 = 0,218м, α = 19,83˚;

F = 4578,887·10-6 м2;

v0 = 0,245 м;

Ju = 275,425·10-6 м4;

Jx = 1, 10267·10-6 м4;

Jy = 2, 76027·10-6 м4.

Найдем моменты инерции для кольцевого сектора, повернутого относительно его центра на угол β (см. рисунок 7, в)

J1j = Jxcos2β + Jysin2β - Jxysinβ,

где Jxy – центробежный момент относительно осей x и y; т.к. одна из этих осей – ось симметрии, то Jxy=0, м4.

Момент инерции для двойного кольцевого сектора (см. рисунок 8, г) равен:

Jj = 2·J1j.

β = 44,11˚;

Jj = 286,655·10-6 м4.

Для определения момента инерции двойного сектора относительно его главной оси инерции e необходимо найти расстояние v`0 между осями e и j

v`0=Sj/A,

где Sj – статический момент двойного кольцевого сектора относительно оси j, м3; A – площадь двойного кольцевого сектора, м2.

Sj = ydA = 4(r13 – r3) cosβ sin(α/2)/3;

Sj = 1609,416·10-6 м3.