Проектирование грузового автомобиля

3) стояночную;

4) вспомогательную (тормоз – замедлитель), обязательную для автобусов полной массой свыше 5 т и грузовых автомобилей полной массой свыше

12 т,  предназначенную для торможения на длительных спусках и поддерживающую скорость 30 км/ч на спуске с уклоном 7% протяженностью 6 км.

     При проектировании данного автомобиля были выбраны дисковые тормозные механизмы на переднем мосту и барабанные тормозные механизмы на заднем.

       Конструкции дисковых тормозных механизмов могут выполняться с неподвижной или плавающей скобой. В дисковом тормозном механизме с плавающей скобой скоба может перемещаться в пазах кронштейна, закрепленного на фланце поворотного кулака. В этом случае цилиндр расположен с одной стороны. При торможении перемещение поршня вызывает перемещение скобы в противоположную сторону, благодаря чему обе колодки прижимаются к тормозному диску. Плавающая скоба имеет значительно меньшую ширину по сравнению с неподвижной, что позволяет легко обеспечить отрицательное плечо обкатки. При плавающей скобе ход поршня в два раза больше, чем при неподвижной.

       С целью простоты конструкции выбираем гидравлическую систему тормозов. Тормозной гидропривод применяется на всех легковых автомобилях и на грузовых автомобилях полной массой до 7,5 т. 

       Достоинства гидропривода:

1. малое время срабатывания;
2. равенство приводных сил на тормозных механизмах левых и правых колес;
3. удобство компоновки (в отличие от механического привода гидролиния может быть проложена в любом, удобном для монтажа месте);
4. высокий КПД (до 0,95); возможность распределения тормозных усилий между тормозными механизмами передних и задник колес в результате применения рабочих цилиндров разного диаметра;
5. простота обслуживания.

       К недостаткам тормозного гидропривода относят снижение КПД при низких температурах; возможность выхода из строя тормозной системы при местном повреждении привода. На современных автомобилях обязателен двухконтурный привод; при выходе из строя одного контура обеспечивается возможность торможения неповрежденным контуром, хотя и с меньшей эффективностью.

       В последние годы получила распространение  двухконтурная диагональная схема  тормозного привода, которая и будет применяться на проектируемом автомобиле. По этой схеме один контур связывает тормозные механизмы левого переднего и правого заднего колес, а другой – правого переднего и левого заднего колес. При выходе из строя одного из контуров сохраняется 50 % тормозной эффективности (вместо 30% по установленным нормам). Однако такая схема может применяться только при отрицательном плече обкатки управляемых колес, иначе автомобиль при торможении будет терять устойчивость в результате появления разворачивающего момента.

    Тормозные механизмы

    Расчет  тормозного механизма включает в  себя:

• выбор основных параметров тормозного механизма;
• определение приводных сил;
• оценку его работоспособности.

 
 

    3.2 Исходные данные, выбор основных параметров 

    Выбор и расчет параметров тормозных механизмов производится исходя из обеспечения  требуемого тормозного момента М_т. Величина М_т должна обеспечивать максимальное торможение автомобиля на дороге с хорошим сцеплением при условии, чтобы задние колеса не блокировались первыми (Правилами №13 ЕЭК ООН). В этом случае тормозами заднего моста будет создаваться тормозной момент:

      М_т1 = β_T · М_т2,

    где G_a – вес груженого автомобиля, Н (G_a =55122,39 Н);

            r_k – радиус качения колеса, м(r_k = 0,322 м.);

            h_g , а – высота центра масс и расстояние от центра масс до передней оси соответственно, м;

            β_т   = Р_т1/Р_т2 – коэффициент распределения тормозных сил (рис.1).

М_т2 =(2,35·0,322·0,65·55122,39)/(3,8+0,85·0,65·(1+1,25))=16305,7/4,02=537914;

     М_т1 = 1,25 · 5379,4 = 6724,25 Н·м;

     Коэффициент β_т оценивает характер распределения тормозных сил Р_т1 и Р_т2 между мостами автомобиля и определяется конструкцией тормозного управления.

 

Рис.2.Зависимость оптимального распределения тормозных сил между передним и задним моста- ми от коэффициента сцепления: 

1 – грузового  автомобиля с полной нагрузкой;

2 – то же, без груза;                        3 – легкового автомобиля 
 
 

    Рабочую тормозную систему проектируют  с условием, чтобы максимальные тормозные  моменты, создаваемые колесами тормозными механизмами были больше, чем моменты  по условиям сцепления.

    В соответствии с [7,c.3] принимаем φ_max = 0,65 отсюда β_т = 1,25.

    Для определения величины «а» составим сумму моментов всех сил относительно т.А.

    ΣМ_А=0;

    G_a2×L – G_a × a =0;

    а=( G_a2×L)/ G_a;

    а=(34141,044×3,8)/55122,39=2,35 м

Рис.2. Расчётная  схема к определению расположения «а».

3.3 Расчет  приводных сил 

       Для расчёта был выбран передний тормозной механизм, на котором установлены дисковые тормоза. Рассчитаем тормозные механизмы передней оси. Приводная сила Р дискового тормоза, обеспечивающая создание требуемого тормозного момента М_Т1, определяется по формуле

       

 Н,

где r_cp – средний радиус трения фрикционной накладки,

     –  коэффициент трения между фрикционными накладками, остается постоянным и равен 0,35

Н,

       

 м,

где r_н, r_в – наружный и внутренний радиусы фрикционной накладки, м.

Здесь  r_н = 180 мм, а r_в = 130 мм.

м.  

 

Рис. 3. Схема дискового тормозного механизма 
 

 3.4 Расчет работоспособности тормозных механизмов 

       При выполнении расчетов принимается допущение, что кинетическая энергия движущегося  с максимальной скоростью автомобиля полностью поглощается тормозными механизмами.

       Фрикционные накладки. Проверочный расчет фрикционных накладок на износ и нагрев, вследствие которых снижается работоспособность фрикционных пар, производится по косвенным параметрам – удельной нагрузке «q_н» на тормозные накладки и удельной работе трения «а».

       Удельная нагрузка «q_н» на тормозные накладки:

       

;

       Удельной работе трения а:

       

;

где G_a, m_a – вес и масса автомобиля в груженом состоянии;

      – суммарная площадь трения  тормозных накладок рабочей

           тормозной системы

     А – работа трения, совершаемая при торможении автомобиля с максимальной скоростью до полной его остановки.

       

,

При расчете  дисковых тормозных механизмов руководствуемся  следующими характеристиками фрикционных пар. Угол обхвата β колодки в виде кольцевого сектора принимаем 30º, предельная скорость скольжения 26 м/с.

       Для фрикционных накладок дисковых тормозов определяется также давление на фрикционную накладку

       

где Р – приводная сила;

   F_н – площадь фрикционной накладки;

       

       

Согласно  ГОСТ1786-80 = 0,06…0,33 МПа для формованных накладок.

Тормозные диски наряду с достаточной прочностью и жесткостью должны обладать высокой теплоемкостью, чтобы при торможении температура их не достигла предельных значений, так как в этом случае снижается эффективность торможения. По этой причине материалы тормозных дисков в сочетании с материалами тормозных накладок должны обеспечить высокий и стабильный коэффициент трения.

       Нагрев  Δt тормозного диска за одно интенсивное торможение автомобиля с начальной скорости V_a = 30 км/ч до полной остановки не должен превышать 20 ºС.

       

;

где – масса полностью груженого автомобиля, приходящаяся на

         тормозящее колесо, кг;

     C – удельная теплоемкость материала диска (для чугуна с = 482 Дж/(кг·К)).

      – масса диска, кг;

    

                   d

                                                          t

где d=360 – диаметр диска;

    t=13мм – толщина диска;

    

°С, 
 

3.5 Расчет  тормозного привода 

Статический расчет гидропривода заключается в  определении размеров основных его элементов: диаметров главного и колесного тормозных цилиндров, передаточного числа педального привода и хода тормозной педали. При экстренном торможении давление жидкости в приводе достигает 10 МПа. Принимаем величину давления жидкости р = 10 МПа.

       Задаваясь величиной давления жидкости р в приводе при экстренном торможении, определяем диаметр колесного цилиндра d_к, необходимый для создания расчетной приводной силы Р дискового тормозного механизма.

       

.

       

 м.

       Диаметр d_г главного тормозного цилиндра, как правило, мало отличается от диаметра d_к колесного цилиндра. В конструкциях с дисковыми тормозными механизмами

, , .

       

 м.

       Принимаем: м;

                             м;

                             м.

       Учитывая  приведенные соотношения, задаются величиной диаметра главного тормозного цилиндра и определяют максимальное усилие на тормозной педали

;

;

где U_nn, η_nn – передаточное отношение и КПД педального привода,

             принимаем

U_nn = 4,  η_nn = 0,95.

  принимаем по компоновке;

             a = 0,4 м; b = 0,1 м;

 d_к1, d_к2, d_г – диаметры соответственно рабочих цилиндров передних, задних

             колес и главного тормозного цилиндра;

   – перемещения поршней  колесных тормозных цилиндров  (для