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

Министерство образования Республики Беларусь

Министерство образования Российской Федерации

Белорусско-Российский Университет

Кафедра “ Техническая эксплуатация автомобилей ”

Курсовая работа

по дисциплине : “ Автомобили”

на тему: “Расчет автомобиля с разработкой (модернизацией) переднего дискового тормоза

Пояснительная записка

Выполнил студент гр. АХ:

Проверил преподаватель :

Могилев2003 г.

1 Проектировочный тяговый расчет автомобиля

Все формулы в разделе используются из [3].

Исходные данные:

а) максимальная скорость движения- 22 м/с;

б) полная масса- 975 кг;

в) полная масса на приводную ось- 480 кг;

г) колея передних колес -1.21 м;

д) высота автомобиля -1.35 м;

е) номинальный радиус колеса- 0.26 м.

1.1 Расчет максимальной мощности двигателя

Эффективная мощность двигателя при максимальной скорости определяется выражением :

кВт, (1.1)

где - коэффициент полезного действия трансмиссии. Для автомобилей с колесной формулой . Принимаем ;

- полная масса автомобиля, кг;

- коэффициент дорожного сопротивления, лежащий в пределах . Принимаем ;

- коэффициент сопротивления воздуха, . Для легковых автомобилей . Принимаем ;

- площадь лобового сопротивления:

, (1.2)

где - колея передних колес автомобиля, м;

- высота автомобиля,

;

- максимальная скорость движения, м/с.

Следовательно, эффективная мощность двигателя при максимальной скорости движения автомобиля равна:

Определяем максимальную мощность двигателя при максимальной скорости движения автомобиля:

,кВт,

где - максимальная эффективная мощность двигателя , ;

- значение угловой скорости вращения коленчатого вала, соответствующее ,

- коэффициенты, зависящие от типа и конструкции двигателя. Для

карбюраторных ДВС .

Для карбюраторных ДВС .

Получаем:

1.2 Выбор прототипа

По заданному классу и виду автомобиля, заданной максимальной скорости движения автомобиля, а также найденным значениям номинальных мощности и номинального момента двигателя из [1] в качестве прототипа к проектируемому автомобилю выбираем ВАЗ-1111 техническая характеристика которого приведена в таблице 1.1.

Таблица 1.1- Техническая характеристика автомобиля АЗЛК-2335

1.3 Внешняя скоростная характеристика двигателя

Зависимость текущих значений эффективности мощности двигателя от угловой скорости вращения коленчатого вала устанавливается формулой:

,кВт, (1.3)

где – коэффициенты, зависящие от типа и конструкции двигателя. Для карбюраторного двигателя .

Для угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя получаем:

.

Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя значения эффективной мощности рассчитываем аналогично и результаты сводим в таблицу 1.2.

Текущее значение крутящего момента определяется выражением:

, кНм. (1.4)

Для угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя получаем:

.

Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя значения крутящего момента рассчитываем аналогично и результаты сводим в таблицу 1.2.

Таблица 1.2 – Результаты расчета внешней скоростной характеристики двигателя

По полученным значениям эффективной мощности и крутящего момента строим внешнюю скоростную характеристику двигателя (рисунок 1.1).

Рисунок 1.1 – Внешняя скоростная характеристика двигателя

1.4 Расчет передаточных чисел трансмиссии

1.4.1 Передаточное число главной передачи

Передаточное число главной передачи определяется выражением:

, (1.5)

где - угловая скорость коленчатого вала двигателя при максимальной скорости , с^-1 . Принимаем ;

- передаточное число высшей ступени коробки передач. Принимаем ;

- радиус качения колеса:

, м, (1.6)

где - коэффициент деформации шины. Для шин низкого давления

. Принимаем ;

- номинальный радиус колеса , м.

Cледовательно, радиус качения колеса равен:

.

Следовательно, передаточное число главной передачи равно:

.

1.4.2 Передаточные числа коробки передач

Передаточное число первой передачи, необходимое по условию преодоления максимального дорожного сопротивления определяется выражением:

, (1.7)

где - максимальный крутящий момент, развиваемый двигателем, кНм;

- максимальный коэффициент дорожного сопротивления, лежащий в пределах . Принимаем .

Следовательно, передаточное число первой передачи из условия преодоления максимального дорожного сопротивления равно:

.

Передаточное число первой передачи, определяемое из условия отсутствия буксования ведущих колес, определяется выражением:

, (1.8)

где - сцепной вес автомобиля, Н. Для переднеприводных автомобилей:

,Н, (1.9)

где - масса , приходящаяся на переднюю ось автомобиля. Тогда сцепной вес равен:

,

- максимальный коэффициент сцепления с дорогой. Для асфальтобетонного покрытия . Принимаем ;

- коэффициент перераспределения реакций. Для передней оси . Принимаем .

Следовательно, передаточное число первой передачи из условия отсутствия буксования ведущих колес автомобиля равно:

Передаточное число первой передачи, определенное из условия обеспечения минимальной устойчивой скорости, определяется выражением:

, (1.10)

где - минимальная устойчивая угловая скорость коленчатого вала двигателя;

- минимально устойчивая скорость движения автомобиля. . Принимаем .

Следовательно, передаточное число первой передачи из условия обеспечения минимальной устойчивой скорости движения автомобиля равно:

.

Принимаем передаточное отношение первой передачи равным:

.

Передаточное отношение четвертой передачи принимаем равным :

.

Тогда передаточное отношение второй передачи определяется выражением:

. (1.11)

Передаточное отношение третьей передачи определяется выражением:

. (1.12)

2 Поверочный тяговый расчет автомобиля

2.1 Расчет кинематической скорости автомобиля по передачам

Кинематическая скорость автомобиля в функции угловой скорости коленчатого вала двигателя определяется выражением:

, м/c. (2.1)

Для первой передачи при частоте вращения коленчатого вала находим кинематическую скорость движения автомобиля:

.

Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя и высших передач значения кинематической скорости движения автомобиля рассчитываем аналогично, и результаты сводим в таблицу 2.1.

Таблица 2.1 – Результаты расчета внешней скоростной характеристики двигателя, скоростной, тяговой и динамической характеристик и графиков ус-

корений автомобиля

По полученным значениям строим график зависимости кинематической скорости автомобиля от угловой скорости коленчатого вала двигателя (рисунок 2.1).

Рисунок 2.1 – График кинематической скорости автомобиля

2.2 Тяговая характеристика автомобиля

Касательная сила тяги на ведущих колесах автомобиля определяется выражением:

, кН. (2.2)

Для движения автомобиля на первой передаче при скорости вращения коленчатого вала двигателя определяем значение касательной силы тяги на ведущих колесах:

.

Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя и высших передач значения касательной силы тяги на ведущих колесах автомобиля рассчитываем аналогично, и результаты сводим в таблицу 2.1.

Сила сопротивления воздуха при движении автомобиля определяется выражением:

, кН. (2.3)

Для движения автомобиля со скоростью сила сопротивления воздуха равна:

Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя и высших передач значения силы сопротивления воздуха рассчитываем аналогично, и результаты сводим в таблицу 2.1.

Свободная сила тяги автомобиля определяется выражением:

, кН. (2.4)

Для соответствующих значений касательной силы тяги на ведущих колесах автомобиля и силы сопротивления воздуха определяем свободную силу тяги:

.

Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя и высших передач значения свободной силы тяги рассчитываем аналогично, и результаты сводим в таблицу 2.1. По полученным значениям строим тяговую характеристику автомобиля (рисунок 2.1).

Рисунок 2.2 – Тяговая характеристика автомобиля

2.3 Динамическая характеристика автомобиля

Динамический фактор автомобиля определяется выражением:

, (2.5)

Для соответствующего значения свободной силы тяги определяем значение динамического фактора автомобиля:

.

Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя и высших передач значения динамического фактора автомобиля рассчитываем аналогично, и результаты сводим в таблицу 2.1. По полученным значениям строим динамическую характеристику автомобиля (рисунок 2.3).

Рисунок 2.3 – Динамическая характеристика автомобиля

2.4 Характеристики разгона автомобиля

2.4.1 Ускорение автомобиля

Ускорение автомобиля во время разгона определяется выражением:

, (2.6)

где δ_i – коэффициент учета вращающихся масс:

, (2.7)

где , для одиночных автомобилей при номинальной мощности. Принимаем и .

Следовательно, коэффициент учета вращающихся масс для первой передачи равен:

для второй передачи:

для третьей передачи:

для четвертой передачи:

.

Следовательно, для движения автомобиля на первой передаче при угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя ускорение автомобиля равно :

.

Для остальных значений угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя и высших передач значения ускорения автомобиля рассчитываем аналогично, и результаты сводим в таблицу 2.1. По полученным значениям строим график ускорений автомобиля (рисунок 2.4).

Рисунок 2.4 – График ускорений автомобиля

2.4.2 Время разгона автомобиля

Из выражения (2.6) находим:

, (2.8)

Интегрируя, находим время разгона автомобиля:

, (2.9)

Вычисление времени разгона по выражению (2.8) осуществляем с использованием графика обратных ускорений, для построения которого по данным ускорений j_i в таблице 2.1 вычислим обратные ускорения1/j_i до скорости 0.9υ_max . Данные вычисления обратных ускорений сводим в таблицу 2.1 и строим график обратных ускорений (рисунок 2.5).

Рисунок 2.5 – График обратных ускорений автомобиля

Площадь на графике обратных ускорений, ограниченная сверху кривыми 1/j_i , осью скоростей снизу и прямыми υ =υ₀ и υ =0.9υ_max согласно выражению (2.8), представляет собой время разгона автомобиля от скорости υ₀ до скорости 0.9υ_max . Для его определения весь диапазон скорости разбиваем на шесть интервалов.

Считая что в каждом интервале скорости разгон автомобиля происходит с обратным ускорением, определенным выражением:

, (2.10)

то, следовательно, время разгона автомобиля от скорости υ₀ до скорости 0.9υ_max рассчитывается по выражению:

. (2.11)

Для соответствующих значений ускорений j_{i -1} и j_i получаем среднее обратное ускорение равно:

,

и время разгона в интервале:

.

Для остальных интервалов разгона автомобиля среднее обратное ускорение в интервале и время разгона автомобиля в интервале вычисляем аналогично, и результаты вычислений сводим в таблицу 2.2.

Полное время разгона автомобиля от скорости υ₀ до скорости 0.9υ_max определяется выражением:

. (2.12)

2.4.3 Путь разгона автомобиля

Скорость движения автомобиля определяется выражением:

, (2.13)

откуда

. (2.14)

Интегрируя получаем:

. (2.15)

Считая, что в каждом интервале времени разгона, соответствующем интервалам скорости, движение автомобиля происходит со средней скоростью, определенной по формуле:

, м/с, (2.16)

путь его разгона в интервале равен:

. (2.17)

Для первого интервала средняя скорость движения автомобиля равна:

,

а путь разгона автомобиля равен:

.

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

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 g_e – удельный расход топлива, г/(кВт·ч);

N_З – 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

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 g_eN – удельный расход топлива при максимальной мощности, г/(кВт·ч), принимаемый на 5…10% больше минимального удельного расхода;

К_И – коэффициент, учитывающий изменение удельного расхода топлива в зависимости от степени использования мощности, определяемый по форму- ле:

, (3.9)

К_Е – 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.

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.

L_m = 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(γ_i )*(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 ( γ_i ) по выражению:

U ( γ_i )=0,0146/ (γ_1* γ₄ )-0,002994/ (γ_1* γ₃ )-1,93* γ₂ +1,893* γ₂ ² -0,5293/ γ_2* γ₃ -1,924* γ₃ +0,5576* *γ₂ ² +0,1089* γ₂ +1,852* γ₇ +1,58 , (5.23).

Подставляем значения γ_i в выражение (5.23):

U ( γ_i )=-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.