Дисковые тормоза КАМАЗ 65115

A = (α˚/180˚)π(r12 – r2);     (17)

A= 4578,887·10-6 м3;

v`0 = 0,175743 м.

По формуле переноса осей находим момент инерции двойного кольцевого сектора относительно главной оси e

Je = Jj-2 v`0 Sj+ v`0A;

Je= 3,81145·10-6  м3;

h=0,0122 м;

zmax = 0,0463 м;

σ = 48,563 МПа.

Условие прочности σ ≤ [σ].

Из условий прочности принимаем для скобы материал КЧ 33-8, [σизг]=50 МПа.

 

8.2 Расчет тормозного диска

Тормозной диск представляет собой непосредственно диск, имеющий радиальные вентиляционные каналы, позволяющие снизить тепловую напряженность диска на 30% и более, тонкостенный стакан, обеспечивающий упругую компенсацию радиального теплового расширения диска, и крепежный фланец.

Все элементы тормозного диска работают на кручение, создаваемое тормозными силами и прикладываемыми к поверхности тормозного диска. Рассчитаем на кручение самое слабое звено – цилиндрическую поверхность стакана. Возникающие касательные напряжения в нем равны

τ = T/ Wρ,

где T =Ptrт – момент кручения, создаваемый тормозной силой Pt на плече rт, Н·м; Wρ– полярный момент сопротивления, для кольцевого сечения, м3.

Wρ=2πR2s,

где R – внешний радиус кольца, по компоновке R=0,1 м;

s – толщина стенки кольца, м.

Условие прочности:

Τ ≤ [τ].

Примем в качестве материала для диска чугун КЧ 33-8, предел прочности при кручении – 35 МПа.

Выразим толщину стенки стакана

s = Ptrт/(2[τ]πR2).

s = 0,0058 м.

 

8.3 Расчет втулки толкателя

Втулка толкателя работает на растяжение. Напряжение растяжения в общем случае определяем по формуле

σ = F/A,        (18)

где F – растягивающая сила, Н; А– площадь поперечного сечения, м2.

Условие прочности:

σ ≤ [σраст].        (19)

Сечение втулки толкателя имеет форму кольца, параметры сечения:

R = 25 мм, r = 16 мм.

Тогда

σ = 162 МПа.

В качестве материала для втулки толкателя предварительно принимаем 50Х с допустимым напряжением при растяжении 160 МПа в закаленном состоянии; окончательное определение материала проведем при расчете винтовой поверхности, нарезанной на внутренней поверхности втулки.

 

8.4 Расчет болтов крепления крышки.

Данные болты нагружены осевой силой. При таком нагружении необходим расчет болтов на срез витков и на разрыв стержня. Для обеспечения нераскрытия стыка, что привело бы к попаданию в механизм грязи, а так же самоотвинчивания болтов в процессе эксплуатации необходимо при сборке затянуть болты  крутящим моментом определенного значения. Этот крутящий момент создаст в болте дополнительное напряжение растяжения, которое обычно сравнивают с напряжением от рабочей нагрузки. Их отношение называется коэффициентом затяжки θ. Для данной конструкции стыка и условий эксплуатации по рекомендациям выберем θ=0,5 [5]. Т.е. при наложении на болт нагрузки в нем возникнут напряжения, превышающие номинальное значение в 1,5 раза.

Напряжение среза на витках резьбы определяется по формуле:

τ = F/(πd1Hkmkn),     (20)

где F – осевое усилие, Н;

d1 – внутренний диаметр резьбы, м;

H – глубина завинчивания винта (высота гайки), м;

km – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по виткам резьбы, примем km=0,7;

k – коэффициент полноты резьбы, для треугольного профиля резьбы, k=0,87;

n – число болтов.

F = Fномθ;

Fном = 188667,3 Н;

F = 283001 Н;

d1 = 16 мм; n = 4; H = 40 мм;

τ = 57,8 МПа;

Необходимый момент затяжки определяется по формуле:

M = 1,9·10-4θFномdср;

M = 277,8 Н·м;

Расчет на разрыв болта определим по формулам (18) и (19).

σ =352 МПа;

В качестве материала болта принимаем сталь 45Х с допустимым напряжением при растяжении 350 МПа, при срезе – 200 МПа.

 

8.5 Расчет ходового винта

В качестве ходового винта примем винт с упорной резьбой, которая имеет более  высокий КПД, чем у трапециевидной, и способна передавать большие односторонние нагрузки. Ходовые резьбы в отличие от крепежных рассчитывают дополнительно на напряжение смятия витков. Его значение равно:

σcм = F/(πd2hz),      (21)

где F- осевая сила, Н; d2 – средний диаметр резьбы, м; h – глубина завинчивания, м; z – число рабочих витков.

z = h/p,

где p – шаг резьбы, м;

p = 12 мм; d2 = 28 мм; h = 28 мм;

σcм = 16,4 МПа;

Определим напряжение среза витков по формуле (20):

d1 = 26 мм; для упорной резьбы K = 0,65;

τ = 181,3МПа;

Определим напряжение растяжения болта по формулам (18) и (19):

d1 = 26 мм;

σ = 355,5 МПа;

Т.о., в качестве материала винта принимаем сталь 45Х с допустимым напряжением при растяжении 350 МПа, при срезе 200 МПа, при смятии 520 МПа. Материал втулки оставляем без изменений.

 

8.6 Расчет разводного болта

Расчет аналогичен расчету ходового винта. Нарезаемая резьба, так же, упорная.

Определим напряжение смятия по формуле (21):

d2 = 25 мм; h = 25мм; p = 2 мм;

σcм = 3,84 МПа;

Определим напряжение растяжения по формулам (18) и (19):

d 1 =24 мм;

σ =417 МПа;

Определим напряжение среза в витках по формуле (20):

d1 = 26 мм; для упорной резьбы K = 0,65;

τ=164,4 МПа;

Т.о., в качестве материала болта принимаем сталь 40ХФА сдопустимым напряжение при растяжении 410 МПа, при срезе 240 МПа, при смятии 610 МПа. Материал втулки оставляем без изменений.

 

8.7 Расчет болтов крепления тормозного диска

Болты крепления тормозного диска работают на срез стержня.

Срезающее усилие:

Fτ = Ftrт/rкрn;     (22)

где rкр – радиус крепления тормозного диска, rкр = 0,17 м; n – число болтов крепления, n = 8.

A=πd 2/4;

Используя формулы (20), (22) найдем внутренний диаметр среза в витках болтов:

допустимое напряжение среза для стали 40Х [τ]=195 МПа при закалке в масле;

d1 = 7,8 мм;

Т.о., принимаем в качестве крепежного болта болт М10.

 

Заключение

В ходе курсового проекта была разработана конструкция рабочего дискового тормоза грузового автомобиля большого класса. Расчет конструкции был произведен на основании характеристик и параметров магистрального тягача КамАЗ-65115. Целью проекта было обеспечение высокой эффективности и надежности тормозов. Эти показатели являются особенно важными для данного типа автомобиля, т.к. повышение средней скорости движения и, вследствие, эффективности автомобиля – главная задача конструкторской деятельности – сопряжено с возрастающей опасностью для здоровья и жизни человека.

Разработанная конструкция отвечает требованиям производственной и эксплуатационной технологичности. В качестве конструкционных материалов использовались дешевые марки сталей и чугунов, прочность обеспечивалась за счет рационального выбора конструктивных схем и решений. Формы деталей соответствуют типовым способам производства и обработки.  По сравнению с используемой ранее барабанной конструкцией тормозов, снижены расходы на сборку узла, а так же на ремонт и техническое обслуживание. Функциональность механизма отвечает зарубежным аналогам.

 

Список использованной литературы

 

1. Анурьев В.Н. Справочник конструктора-машиностроителя. – М., Машиностроение, 1980. – 816 с.
2. Бочаров И.Ф., Цитович И.С. и др. Конструирование и расчет колесных машин высокой проходимости. – М., Машиностроение, 1983. – 302с.
3. Бухарин Н.А., Прозоров В.С., Щукин М.М. Автомобили. Конструкция, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля. – М., Машиностроение, 1973. – 504 с.
4. Лукин П.П., Гаспарянц Г.А., Родионов В.Ф. Конструирование и расчет автомобиля. Учебник для студентов втузов. – М., Машиностроение, 1984. – 376 с.
5. Орлов П.И.. Основы конструирования: Справочно-методическое пособие. Под ред. П.Н. Учаева. – М., Машиностроение, 1988. – 425 с.
6. Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль: анализ конструкций, элементы расчета. Учебник для студентов втузов. – М.: Машиностроение, 1989. – 304 с.