Тормозная система служит для снижения скорости движения и быстрой остановки автомобиля, а также для удержания его на месте при стоянке. Наличие надежных тормозов позволяет увеличить среднюю скорость движения, а следовательно, эффективность эксплуатации автомобиля.

Основные требования к тормозному управлению автомобилей можно сформулировать следующим образом:

тормозное управление должно в любой момент времени обеспечить максимально возможную в данных условиях эффективность торможения, то есть остановить автомобиль с минимальным тормозным путем;

тормозное управление должно работать таким образом, чтобы при торможении оно не явилось бы причиной потери автотранспортным средством устойчивости движения;

тормозное управление должно иметь повышенную надежность, даже при отказе какого-либо его элемента должно обеспечиваться торможение автотранспортного средства с достаточной эффективностью.

Автотранспортные средства в обязательном порядке должны иметь тормозное управление, состоящее, как минимум, из рабочей, запасной и стояночной тормозных систем.

1.1.1 Требования к рабочим тормозным системам

Основное требование предъявляемое к рабочей тормозной системе, обеспечение регулирования скорости автомобиля с заданной эффективностью в заданных пределах вне зависимости от величины этой скорости, нагрузки автомобиля, уклонов дороги и прочих условий эксплуатации, для которых автомобиль предназначен.

Рабочая тормозная система должна действовать на все колеса автотранспортного средства, её действие должно быть плавным, а распределение этого действия по осям автомобиля - рациональным.

Привод рабочей тормозной системы должен иметь не менее двух контуров. Каждый контур рабочих тормозов должен при отказе остальных контуров обеспечивать торможение с эффективностью, не меньшей 30% нормы.

В целях безопасности каждый контур рабочей тормозной системы должен иметь автономный аккумулятор энергии. Отказ какого - либо контура не должен мешать источнику снабжать энергией неповрежденные контуры.

Режимы предварительного этапа при испытаниях Тип 1

Нормы эффективности рабочей тормозной системы автомобилей

1.1.2 Требования к запасным тормозным системам

Запасная тормозная система должна быть такой, чтобы предписанная ей эффективность действия обеспечилась при любом отказе в тормозном управлении, не связанном с чрезвычайным отказом элемента гарантированной прочности. Действие запасной тормозной системы должно быть плавным.

Запасной тормозной системой может быть как специальная автономная система так и контуры рабочих тормозов или стояночная тормозная система. Водитель должен иметь возможность управлять запасной системой со своего рабочего места, контролируя хотя бы одной рукой рулевое управление. Если у рабочей и запасной тормозных систем разные органы управления, то их одновременное привидение в действие не должно ухудшать тормозные свойства автомобиля.

Нормы эффективности запасной тормозной системы:

1.1.3 Требования к стояночным и вспомогательным тормозным системам

Основным требованием является надежность: она должна вне зависимости от присутствия водителя обеспечивать автотранспортному средству неподвижность на подъеме и спуске. Её управление должно быть с рабочего места водителя, а орган управления и привод - независимым от рабочей тормозной системы. Эффективность стояночной тормозной силы выбирается такой, чтобы суммарная тормозная сила не менее 24 % полной массы автомобиля. Испытание проводиться на уклоне не менее 25% при направлении автомобиля вверх или вниз по уклону с отсоединением двигателя от трансмиссии.

Стояночная тормозная система не может обойтись без аккумулятора энергии, причем расхода энергии в процессе стояночного торможения быть не должно. Воздух и тормозная жидкость для этих целей не годятся, поскольку велика вероятность утечки. Поэтому постоянной усилие должно осуществляется исключительно за счет упругой деформации какого либо твердого тела, например, тросов и тяг. Специфика стояночной тормозной системы требует, чтобы ее орган управления и передаточный механизм привода были независимы от рабочей тормозной системы. Часто стояночный тормоз выполняет функции запасного. В этом случае его конструкция должна обеспечивать плавное и быстрое торможение автомобиля, едущего на большой скорости.

1.1.4 Требования к тормозным механизмам

Исполнительными органами автомобильных тормозных систем являются тормозные механизмы - устройства, в которых входное воздействие преобразуется в тормозной момент, приложенный к колесу и создающие искусственное сопротивление его вращению. Тормозные механизмы при торможении поглощают огромную энергию движущегося транспортного средства

Современный автомобильный тормозной механизм представляет собой фрикционное устройство, в котором искусственное сопротивление движению связанного с колесом вращающегося элемента создаются за счет регулирования трения его об элементы, базирующиеся на шасси автомобиля и входящие в статор тормоза.

К фрикционным тормозным механизмам автотранспортных средств предъявляются следующие требования:

высокая эффективность действия, т.е. создание большого тормозного момента;

стабильность эффективности при изменении внешних условий и режима торможений;

высокая надежность и долговечность трущейся пары;

плавность действия, отсутствие при торможении вибраций, “писка”, выделения газов;

способность за короткое время отводить в атмосферу значительное количество тепла;

малая трудоемкость технического обслуживания и ремонта.

1.2 Обзор и анализ конструкции объекта

1.2.1 Тормозные механизмы

Тормозным механизмом автомобиля называется механизм для создания искусственного сопротивления вращению колес автомобиля.

Фрикционный тормоз - это механизм, осуществляющий торможение автомобиля за счет сил трения между его неподвижными и вращающимися деталями.

Тормозные механизмы, устанавливаемые на автомобилях, по конструкции делятся на: дисковые, барабанные колодочные и барабанные ленточные.

Дисковым тормозом называют фрикционный тормоз, имеющий ротор с плоской рабочей поверхностью, на сторонах которой создаются тормозные силы.

Барабанным колодочным называют тормоз, в котором силы трения создаются на внутренней поверхности вращающегося цилиндра.

Барабанным ленточным называется тормоз, в котором силы трения создаются на наружной поверхности вращающегося цилиндра за счет прижатия гибкой ленты, облицованной гибким материалом.

В современном автомобилестроении наиболее широко применяются барабанные и дисковые колодочные тормозные механизмы, выгодно отличающиеся компактностью, высокой эффективностью и сравнительно стабильными характеристиками.

1.2.1.1 Барабанные тормозные механизмы

Барабанный тормозной механизм имеет симметричные колодки (обычно две), несущие на наружных цилиндрических поверхностях фрикционные тормозные накладки, которые под действием приводного устройства прижимаются к внутренней цилиндрической поверхности барабана.

Колодка имеет одну степень свободы, если она поворачивается вокруг неподвижной геометрической оси. Это достигается или шарнирной связью колодки с закрепленной в суппорте осью, или помещением радиусного конца колодки в соответствующее цилиндрическое гнездо суппорта.

У колодки с двумя степенями свободы геометрическая ось их поворота имеет возможность перемещения, что позволяет колодке самоустанавливаться, а следовательно, обеспечивает лучшее прилегание ее к барабану и более равномерный износ накладки. Колодки с двумя степенями свободы либо опираются закругленным концом на скошенную плоскость суппорта и скользят по ней, либо соединяются с последним при помощи промежуточного звена, которое, в свою очередь, имеет неподвижную геометрическую ось поворота относительно суппорта. Иногда таким звеном является вторая колодка тормоза.

Колодку, которая моментом трения прижимается к тормозному барабану, называют активной, а которая отжимается - пассивной (самоприжимная и самоотжимная).

Тормозной механизм с равными приводными силами и односторонним расположением опор имеет одно гидравлическое разжимное устройство, которое обеспечивает равенство тормозных сил. Однако, при данных упрощениях активная колодка обеспечивает, примерно, в два раза больший тормозной момент, что приводит к быстрому ее изнашиванию. Тормозная эффективность одинакова (Кэ=0,8) независимо от направления движения. Статическая характеристика не линейна, что свидетельствует о недостаточной стабильности. Такие тормозные механизмы нашли применение на грузовых автомобилях большой грузоподъемности.

Тормозной механизм с равными приводными силами и разнесенными опорами имеет обе активные колодки при движении вперед, следовательно, обе накладки имеют одинаковый износ.

Коэффициент тормозной эффективности Кэ=1,08, то есть тормозной момент больше приводного. На заднем ходу эффективность этого механизма, примерно, в два раза меньше. Это объясняет использование механизма только для передних колес.

1.2.1.2 Дисковые тормозные механизмы

Основное положительное качество дискового тормоза - высокая стабильность тормозного момента в условиях интенсивного торможения.

Конструкции дисковых тормозных механизмов могут выполнятся с неподвижной или с плавающей скобой. Конструкция с неподвижной скобой приведена на рисунке 1.1.

Рисунок 1

Фиксированные скобы выполняются как с пазом для демонтажа колодок, так и сплошными. Дисковые тормозные механизмы со сплошной фиксированной скобой применяются на грузовых автомобилях, где требуется большое приводное усилие, а следовательно, повышенная жесткость скобы.

В дисковом тормозном механизме с плавающей скобой гидроцилиндр устанавливается в скобе с одной стороны диска. При торможении поршень прижимает к диску одну из колодок. Реактивная сила перемещает саму скобу по специальным направляющим суппорта в противоположном направлении, и она прижимает к диску вторую колодку.

В фиксированной скобе оппозитно размещаются два, три или четыре цилиндра. При четырехцилиндровой скобе появляется возможность создания двухконтурного привода, оба контура которого воздействуют на один и тот же тормозной механизм. Плавающие скобы имеют обычно один, изредка два цилиндра, размещенные с одной стороны. При этом цилиндр может быть выполнен за одно со скобой или крепиться на ней.

Конструкция дисковых тормозных механизмов хорошо приспособлена для применения автоматических устройств регулирования зазора и обеспечивает быструю замену накладок, что очень важно с точки зрения технического обслуживания тормозов. Правда, дисковые тормозные механизмы имеют и недостатки:

отсутствие серводействия заставляет увеличичивать приводные силы, что влечет за собой практически обязательное использование усилителей;

значительные силы прижатия накладок к диску и малая их рабочая площадь приводят к высоким удельным давлениям в контакте и повышенным износам накладок;

повышенный износ накладок обусловлен и тем, что механизм открыт для попадания пыли и грязи, особенно при установке на задние колеса;

весьма затруднительное осуществление механического привода дисковых тормозов, что усложняет их использование в стояночной тормозной системе и при работе с пневматическим приводом.

Рисунок 2

Тормозная система Лада Калина двухконтурная, диагональная. Передние тормоза дисковые задние барабанные. Более подробно о конструкции и ремонте тормозной системы вы можете узнать ознакомившись с статьями из данной категории - "Тормозная система автомобиля Лада Калина". Особенности конструкции тормозов Лада Калина

На автомобилях Лада Калина применяют рабочую тормозную систему с диагональным разделением контуров, что значительно повышает безопасность вождения автомобиля. Один контур гидропривода (рис. 2) обеспечивает работу правого переднего и левого заднего тормозных механизмов, другой - левого переднего и правого заднего.

Рисунок 3: Тормозной механизм переднего колеса автомобилей ваз 2108, ваз 2109, ваз 21099: 1 - тормозной диск; 2 - направляющая тормозных колодок; 3 - тормозной суппорт; 4 - тормозные колодки; 5 - цилиндр; 6 - поршень; 7 - уплотнительная манжета; 8 - защитный чехол направляющего пальца; 9 - направляющий палец; 10 - защитный кожух

Рисунок 4 Схема тормозной системы автомобилей ваз

1.2.2 Тормозной привод автомобиля

Тормозной привод служит для передачи работы, совершаемой водителем, от тормозной педали к тормозным механизмам.

Тормозные приводы различают:

гидравлический, приводимый в действие мускульной силой водителя;

гидравлический с усилителем;

пневматический;

комбинированный;

механический.

1.2.2.1 Тормозной гидропривод

Схемы двухконтурного гидропривода торозов свакуумным усилителем: а - раздельный привод на передний и задний мосты; б, в - один контур на передние тормоза, другой контур на передние и задние тормоза; г - двухконтурный привод с гидровакуумными усилителями в каждом контуре; д - диагональная схема разделения привода

Гидропривод томозов в процессе служебного торможения работает при давлении 2…4 МПа, при экстренном торможении при давлении 6…10МПа и выше. Этот привод обеспечивает пропорцинальность между усилием на тормозной педали и давлением в колесных цилиндрах. При применении вакуумных и гидровакуумных усилителей усилие на тормозной педали при экстренных торможениях не превышает 250…300Н.

Рисунок 5

1.2.2.3 Механический тормозной привод

Механический тормозной привод в качестве привода рабочей тормозной системы в настоящее время не применяется из-за следующих недостатков:

сложность и трудоемкость компоновки;

трудоемкий уход;

малый КПД привода.

Механический тормозной привод необходим для стояночной тормозной системы благодаря высокой надежности при длительном действии.

Механический тормозной привод на легковых автомобилях используют только в качестве тормозной стояночной системы с механизмами задних колес с рычажно-тросовым механизмом.

1.3 Обоснование и описание выбранного варианта

На данном автомобиле применяется тормозная система с диагональным разделением контуров, один из которых обслуживает тормозные механизмы правого переднего и левого заднего колес, другой - левого переднего и правого заднего колес. Диагональный привод тормозных механизмов сочетается с отрицательным плечом обката передних колес. Такая схема привода обеспечивает сохранение прямолинейного движения и достаточную эффективность торможения при разгерметизации одного из контуров. Гидропривод тормозов компактен, имеет малое время и плавность срабатывания, высокое значение КПД (0,95); обеспечивает одновременное торможение всех колес автомобиля. Однако он малоэффективен при неработающем усилителе, требует большого усилия на тормозной педали при буксировке с неработающим двигателем.

В приводе тормозов применяются вакуумный усилитель и регулятор давления задних тормозов. Вакуумный усилитель создает комфорт при управлении автомобилем за счет уменьшения усилия, прикладываемого к педали тормоза, и хода педали. Регулятор давления препятствует блокировке задних колес прежде, чем заблокируются передние колеса. Он срабатывает при определенном давлении, и его действие не зависит от нагрузки на заднюю ось автомобиля

Рисунок 6: Схема тормозной системы легкового автомобиля: 1 - тормозной диск; 2 - суппорт в сборе с накладками; 3 и 10 - передний и задний тормозные шланги; 4 - гланый тормозной цилиндр; 5 - бачок главного цилиндра; 6 - вакуумный усилитель; 7, 9 и 19 - рычаг, трос и тяга стояночного тормоза; 8 - кронштейн рычага стояночного тормоза; 11 - тормозной барабан; 12 - кронштейн крепления регулятора давления; 13 и 17 рычаги привода регулятора даления; 14 - задний колесный цилиндр; 15 - задние колодки; 16 - регулятор давления задних тормозов; 18 - уравнитель трос; 20 - тормозная педаль; А - трубопроводы контура «правый передний - левый задний»; Б - трубопровод контура «левый передний - правый задний

2. Тяговый расчет автомобиля

2.1 Исходные данные

Тип автомобиля - легковой.

ma = 1045+75 ·5 = 1420

Компоновка автомобиля -переднеприводная.

Класс автомобиля - 2-ой.

Число мест nm = 5;

Снаряжённая масса автомобиля mo = 1045 кг;

Масса одного пассажира mп = 75 кг;

Максимальная скорость движения

Vmax = 135 км/ч или Vmax = 37,5 м/с;

Коэффициент сопротивления качению

fk=0,013;

Максимальный подъем преодолеваемый на 1-й передаче

?max=0,25;

Лобовая площадь Аa = 1,78 м2;

2.2 Определение весовых характеристик

2.2.1 Определение массы автомобиля

ma = mo+mп·nm;

кг;

2.2.2 Распределение массы по осям

m1 = ma·q1; m2 = ma·q2;

где m1 и m2- массы на передней и задней осях

q1 и q1 - коэффициенты распределения массы

q1 = 0.6; q1 = 0.4;

m1 = 1420·0.6=852 кг;

m2 = 1420·0.4=568 кг

2.2.3 Подбор шин

широкопрофильные шины 175/70 R 14;

d =14” d - посадочный диаметр в дюймах

1”=2.54 см;

d = 14·2.54·10-2 = 0.356 м;

B =175; В - ширина шины

H = 0.6·175·10-3 = 0.105 м; H - высота шины

rст = 0.5d+0.85H;

rст = 0.27 м;

rст - статический радиус

2.2.4 КПД трансмиссии

2.3 Определение параметров двигателя

2.3.1 Определение мощности двигателя при максимальной скорости

, кВт;

, кВт;

- мощность двигателя при максимальной скорости

- фактор обтекаемости, для легковых автомобилей

kB = Cx·?/2 =0.2;

- лобовая площадь

- кпд трансмиссии

?v = fk· (1+V2/2000)=0.013·(1+5·10-4·37.52)=0.002;

Nv==33,07 кВт;

2.3.2 Определение максимальной мощности двигателя

, кВт;

-максимальная мощность двигателя

a, b, с; - коэффициенты, зависящие от типа двигателя

a = b = c = 1 , т.к. двигатель карбюраторного типа

- угловая скорость при максимальной скорости

- угловая скорость при максимальной мощности

=1,15 =34,8 кВт;

2.3.3 Определение текущих значений мощности

, кВт;

- угловое ускорение. Изменяется от до

- угловое ускорение

кВт;

2.3.4 Определение крутящего момента двигателя

;

2.4 Определение передаточных чисел трансмиссии

2.4.1 Определение передаточного отношения главной передачи

,м/с;

;

- передаточное отношение главной передачи

- радиус качения

;

- передаточное отношение коробки высшее, передача на которой достигается максимальная скорость, для пятиступенчатой коробки передач принимаем .

Подставляя данные получим

2.4.2 Определение передаточных отношений КПП

Максимальная тяговая сила на I передаче должна быть больше максимальной силы по дорожному сопротивлению и меньше предельной силы по сцеплению.

- максимальный крутящий момент двигателя (по таблице)

kz- коэффициент перераспределения нагрузки при трогании автомобиля с места.

Принимаем kz=0,55;

Исходя из неравенства примем

;

;

;

Выберем ряд стандартных чисел:

2.5 Анализ тягово-скоростных свойств и динамики автомобиля

По выбранным значениям угловой скорости коленчатого вала в диапазоне от до рассчитываем основные зависимости и характеристики для каждой отдельно взятой передачи.

Первая передача

Скорость автомобиля на данной передаче определяется по формуле:

;

Силу тяги рассчитываем по формуле

;

Силу сопротивления воздуха, которую преодолевает автомобиль при движении, определяем по формуле:

;

Коэффициент сопротивления дороги для данной передачи находим по формуле:

;

Сила сопротивления дороги рассчитывается:

где - вес автомобиля, .

;

Динамический фактор определяем по формуле

;

Для определения ускорения автомобиля во время разгона необходимо знать коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс, который определяется по формуле:

где - коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс колёс, ;

- коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс двигателя, .

.

Ускорение находим из выражения:

.

;

Величина обратного ускорения определяется следующим образом:

;

Результаты расчётов сводим в таблицу 2.2 .

Таблица 2.2

Основные параметры автомобиля при разгоне на первой передаче

Вторая передача

Скорость автомобиля на данной передаче определяется:

;

Рассчитываем силу тяги:

;

Определяем силу сопротивления воздуха, которую преодолевает автомобиль при движении:

;

Коэффициент сопротивления дороги для данной передачи:

;

Сила сопротивления дороги рассчитывается:

;

Определяем динамический фактор:

;

Коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс:

.

Находим ускорение:

;

Величина обратного ускорения определяется следующим образом:

;

Результаты расчётов сводим в таблицу 2.3.

Таблица 2.3

Основные параметры автомобиля при разгоне на второй передаче

Третья передача

Скорость автомобиля на данной передаче определяется:

;

Рассчитываем силу тяги:

;

Определяем силу сопротивления воздуха, которую преодолевает автомобиль при движении:

;

Коэффициент сопротивления дороги для данной передачи:

;

Сила сопротивления дороги рассчитывается:

;

Определяем динамический фактор:

;

Коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс:

.

Находим ускорение:

;

Величина обратного ускорения определяется следующим образом:

;

Результаты расчётов сводим в таблицу 2.4.

Таблица 2.4

Основные параметры автомобиля при разгоне на третьей передаче

Четвёртая передача

Скорость автомобиля на данной передаче определяется:

;

Рассчитываем силу тяги:

;

Определяем силу сопротивления воздуха, которую преодолевает автомобиль при движении:

;

Коэффициент сопротивления дороги для данной передачи:

;

Сила сопротивления дороги рассчитывается:

Определяем динамический фактор:

;

Коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс:

.

Находим ускорение:

;

Величина обратного ускорения определяется следующим образом:

;

Результаты расчётов сводим в таблицу 2.5.

Таблица 2.5

Основные параметры автомобиля при разгоне на четвёртой передаче

Пятая передача

Скорость автомобиля на данной передаче определяется:

;

Рассчитываем силу тяги:

;

Определяем силу сопротивления воздуха, которую преодолевает автомобиль при движении:

;

Коэффициент сопротивления дороги для данной передачи:

;

Сила сопротивления дороги рассчитывается:

;

Определяем динамический фактор:

;

Коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс:

.

Находим ускорение:

;

Величина обратного ускорения определяется следующим образом:

;

Результаты расчётов сводим в таблицу 2.6.

Таблица 2.6

Основные параметры автомобиля при разгоне на пятой передаче

На основе полученных в ходе расчёта данных строятся графики: тяговый баланс, динамическая характеристика, ускорения и обратные ускорения автомобиля.

Время и путь разгона автомобиля определяем графоаналитическим способом. Для этого разбиваем кривую обратных ускорений на шесть интервалов и считаем, что в каждом из них автомобиль разгоняется с постоянным ускорением. Заменяя точное значение площади под кривой обратных ускорений, в каждом интервале , на значение площади прямоугольника со сторонами и переходим к приближенному интегрированию:

;

Таким образом, значения времени разгона автомобиля в заданных точках интервала будут определяться:

;

;

Путь разгона рассчитываем всё тем же методом по формуле:

;

Значения пути разгона автомобиля в заданных точках интервала будут определяться:

;

;

Полученные результаты сводим в таблицу 2.7 и представляем в виде графика времени и пути разгона (Приложение 2).

Таблица 2.7 Время и путь разгона автомобиля

Мощность, приходящая на колёса автомобиля, определяется с учётом потерь в трансмиссии:

;

Мощность, затрачиваемая на преодоление сил сопротивления движению автомобиля, приведённая к маховику, рассчитывается для высшей передачи:

;

Результаты расчёта сводим в таблицу 2.9 и на их основании строим график мощностного баланса автомобиля.

Таблица 2.8 Значения мощностей автомобиля

Значения мощностей автомобиля на каждой передаче: Таблица 2.9

Производим расчёт топливно-экономической характеристики автомобиля.

Расход топлива определяем по формуле:

где - коэффициент, учитывающий изменение удельного эффективного расхода топлива в зависимости от .

Определяется по графику в зависимости от отношения .

, ;

- коэффициент, учитывающий изменение удельного эффективного расхода топлива в зависимости от степени использования мощности двигателя . Определяется графически.

Степень использования мощности двигателя рассчитываем для высшей передачи:

, ;

- минимальный удельный эффективный расход топлива, для карбюраторного двигателя ;

- плотность топлива, для бензина .

;

Результаты расчёта сводим в таблицу 2.8 и на их основании строим график топливно-экономической характеристики (Приложение 2).

Расход топлива при разгоне автомобиля на высшей передаче Таблица 2.10

3. Расчет тормозной системы

3.1. Исходные данные.

Полная масса ma= 1420 кг;

Снаряженная масса ma1= 1045 кг;

Распределение массы по осям:

Полная: m1= 852 кг;

m2= 568 кг;

Колесная база: L= 2180 мм;

Статический радиус колеса: rст= 270 мм;

Высота центра тяжести: hq= 520 мм.

3.2 Расчет переднего тормозного механизма

Исходные данные:

Диаметр поршня dп= 40 мм

Диаметр диска D= 239 мм

Средний радиус поверхности трения Rср= 87 мм

Тормозной момент:

MT1=•P•i•Rср,

где: = 0.40 - коэффициент трения между накладкой и колодкой;

i= 2 - число пар трения;

P - усилие развиваемое поршнем;

P= P1•S1

где: P1 - давление в цилиндре переднего тормоза, кг/см2;

S1 - площадь поршня переднего тормоза,

S1= *dп2/4 = 3,14*(4,0)2/4= 12,6 см2.

MT1=0,4*12,6*P1*2*8,7=88*P1

Рис. 3.1 Механизм переднего тормоза

3.3 Расчет заднего тормозного механизма

Диаметр барабана: Dб= 180 мм

Диаметр колесного цилиндра: Dц= 19 мм

Угол охвата колодки: =1080

0= 330

h1= 70 мм, h2= 70 мм.

Рис.3.2 Механизм заднего тормоза

Для ведущей колодки:

п=+0-900+,

где: - угол трения, = arctg ;

= 0,35 - коэффициент трения накладок;

= arctg 0,35= 19,30;

п=1080+330-900+190=700,

что соответствует

/rб=1,107

Где - условный радиус действия касательных сил,

rб - радиус барабана, rб= 90 мм,

Радиус трения

rt= *Mред

где: Mред= M/1+M=0,35/1+0,35= 0,301

rt= rб*1,107*Mред= 90*1,107*0,301=30 мм

Находим тормозной момент колодки:

Mт.п= Q*rt*((h1+h2)/(h2-rt))= Q*3*((7+7)/(7-3))= 11*Q кг*см,

где: Q - усилие, развиваемое поршнем тормозного цилиндра, кг.

Для ведомой колодки:

п=+0-900-,

п=1080+330-900-190=320,

что соответствует /rб=1,09;

Радиус трения rt= *Mред;

rt= rб*1,09*Mред= 90*1,09*0,301=2,953 мм.

Тормозной момент колодки:

Mт.з= Q*rt*((h1+h2)/(h2-rt))= Q*2,953*((7+7)/(7-2,953))= 4,2*Q кг*см,

Суммарный тормозной момент заднего тормозного механизма:

Mт2= Mт.п+ Mт.з=(11+4,2)*Q= 15,2*Q кг*см,

где: Q - усилие, развиваемое поршнем колесного цилиндра,

Q=S*P2

где: S - площадь поршня колесного цилиндра,

S= *rп2=3,14*(1,9/2)2=2,9 см2

P2 - давление в цилиндре заднего тормоза, кг/смс2

Мт2= 15,2*2,9*P2= 44,1*P2 кг*см.

Тормозной момент заднего тормозного механизма с учетом действия стяжных пружин:

Mт= 44,1(P2-5.5) кг*см,

где: 5,5 - давление, необходимое для уравновешивания действия стяжных пружин.

3.4 Оптимальное соотношение между давлением в передних и задних тормозах с учетом перераспределения массы при торможении

Рис. 3.3 Схема сил действующих на автомобиль при торможении

Давление в тормозных цилиндрах передних и задних колес при полном использовании сцепления шин с дорогой:

P1=(ma*rк/2L*K1)[b*(a/q)+ (a/q)2*hq], кг/см2

P2=(ma*rк/2L*K2)[с*(a/q)- (a/q)2*hq]+5,5, кг/см2,

где: K1 и K2 - характеристика передних и задних тормозных механизмов.

K1=88, K2=44,1

b и с - координаты центра тяжести по горизонтали;

a - замедление автомобиля в м/с2.

Число 5,5 учитывает влияние стяжных пружин колодок.

P1=(1420*27/2*218*88)[96,5*(a/9,81)+ (a/9,81)2*52], кг/см2

P2=(1420*27/2*218*44.1)[121,5*(a/9,81)- (a/9,81)2*52]+5,5 , кг/см2

P1=0,99*(9,83*a+0,54*a2), кг/см2

P2=1,99*(12,4*a+0,54*a2)+5,5 , кг/см2

P1=9,73*a+0,53*a2, кг/см2

P2=24,6*a+1,07*a2+5,5 , кг/см2

Находим данные давлений при замедлении от 1 до 9 м/с2 и заносим в таблицу и строим график.

Координаты центра тяжести при полной нагрузке:

b= L*m1/ma=2180*852/1420=1308 мм

c= L - b= 2180-1308=872 мм

P= 60 кг/см2, =14о tg=0,25

3.5 Расчет вакуумного усилителя

Вакуумный усилитель автомобилей ВАЗ: 1, 16 - пружины; 2, 11 - болты; 3 - цилиндр; 4, 5 - наконечники; 6, 12 - клапаны; 7, 18 - корпусы; 8 - шток; 9 - крышка; 10 - поршень; 13 - чехол; 14 -толкатель; 15 - фильтр; 17-буфер; 19-диафрагма; I, II- полости; III, IV - каналы; Sq=182см2 - эффективная площадь диафрагмы вакуумного усилителя; dт=17,6 мм - диаметр поршня толкателя; Sт=2,43 см2 - площадь поршня толкателя; dшт=25,3 мм - диаметр поршня штока; Sшт=5,01 см2 - площадь поршня штока; Рпр=13 кг - усилие возвратной пружины; Pв.max= 0,5 кг/см2 - разряжение в камере усилителя, соединенной с впускным коллектором двигателя; Pвак - величина разряжения в камере усилителя, соединенной с атмосферой; Pпед - усилие на педали тормоза; iпед= 6 - передаточное число педали тормоза; dГТЦ = 19 мм - диаметр поршня главного тормозного цилиндра; SГТЦ = *(1,9)2/4 = 2,84 см2 - площадь поршня главного тормозного цилиндра; P - давление в главном тормозном цилиндре

Уравнение равновесия для случая 0РвакРв.max

P*Sгтц*Sт= Pпед*iпед*Sшт

P*2,84*2,43= Pпед*6*5,01

Pпед= 0,23*Р

Точка перегиба Р = f(Pпед), уравнение равновесия Рвак= Рв. max

Sq*Pвак- Рпр)* Sшт=(Sшт- Sт)*Р*SГТЦ

(182*0,5-13)*5,01=(5,01-2,43)*P*2,84

Р= 57 кг/см2

После точки перегиба графика:

P*Sгтц= Pпед*iпед+ Рв. max* Sq* Рпр

P*2,84= Pпед*6+0,5*182*13

Pпед= 0,47*P -13

3.6 Усилие на педали тормоза

Давление в ГТЦ с учетом недоиспользования задних тормозов.

До точки включения регулятора: P1 =P2 =P,

P=(ma*(a/q)*(rк/2)+К2*5,5)/(К1+К2),

После точки включения регулятора:

P1=P; P2= A+(P1-A)*0,2

P=(ma*(a/q)*(rк/2)-К2*(0,75*A-5,5))/(К1+0.25*К2), где

0,25 - статическая характеристика регулятора давления,

А= 60кг/см2 - давление в момент включения регулятора при полной нагрузке.

Подставляя известные величины получаем:

До точки включения регулятора

P=(1420*(a/9,81)*(27/2)+44,1*5,5)/(88+44,1)= 14а+2;

После точки включения регулятора:

P=(1420*(a/9,81)*(27/2)-44,1*(0,75*5,5-5,5))/(88+0.25*44,1)= 20а-1

Решая уравнения при замедлении от 1 до 9 м/с2 получаем результаты.

3.7 Расчет ручного тормоза

Привод стояночной тормозной системы: 1 - кнопка фиксации рычага; 2 рычаг привода стояночного тормоза; 3 - защитный чехол; 4 - тяга; 5 - уравнитель троса; 6 - регулировочная гайка; 7 - контргайка; 8 - трос; 9 - оболочка троса

По ОСТ 37.001.016-70 автомобиль должен удерживаться на уклоне 25о при приложении к рычагу ручного тормоза усилия не более 40 кг.

Тормозная сила, удерживающая автомобиль на уклоне:

Рт=ma* sin = 1420*sin 14о2I= 343 кг,

где - величина уклона.

Тормозной момент на одном колесе:

MT= PT*rст/2=343*27/2=4630,5 кг*см,

где rст - статический радиус колеса.

Определение силового передаточного числа.

Передаточное число на рычаге:

ip= 240/35,5=6,8

Передаточное число на уравнителе:

iу= P3/P2= 0,5

Передаточное число на тормозе:

iт= (P4+P5)/P3= (5,6+4,6)P3/P3= 10,2,

где P4=P3*112/20= 5,6*P3;

P5= P3*(112-20)/20= 4,6*P3;

Полное передаточное число привода:

iп= ip* iу* iт =6,8*0,5*10,2=34,7

Усилие на рычаге привода:

P1= (P4+P5)/iп*,

где - КПД привода, = 0,85

Характеристика барабанного тормоза:

MТ2= (P6-Pпр)*21,51,

где Pпр= 22 кг - усилие стяжных пружин, приведенных к оси тормозного цилиндра.

P6=(MТ2+Pпр*21,51)/21,51= (3071,2+22*21,51)/21,51=165 кг

P5=P6*140/126= 183,3 кг;

P4=P6*140/106= 217,9 кг;

P1= (P4+P5)/iп*= (183,3+217,9)/34,7*0,85= 13,6 кг

13,6 кг 40 кг

3.8 Ход педали

Ход педали зависит от числа тормозных механизмов и общего передаточного числа тормозного привода. Для двухосного автомобиля ход педали рассчитывается по формуле:

=2 •(0.5+0.5)+2)(0.4+0.4) •5•1.06/= 41мм (45 мм)

Заключение

тормоз скоростной тяговый автомобиль

В данном курсовом проекте мною был произведен тяговый расчет автомобиля второго класса и расчет тормозной системы.

Тяговый расчет включает в себя: расчет тягового, мощностного баланса, динамической характеристики, ускорения при разгоне, времени и пути разгона, топливной экономичности автомобиля. Все эти характеристики автомобиля построены в виде графиков.

В расчете тормозной системы я определил основные параметры и рассчитал детали тормозной системы, в который входили: расчет переднего тормозного механизма, расчет заднего тормозного механизма, оптимальное соотношение между давлением в передних и задних тормозах с учетом перераспределения массы при торможении.

Подобранная тормозная система полностью удовлетворяет всем требованиям рассчитанного автомобиля переднеприводной компоновки, а именно возможности эффективного торможения, остановки и стоянки автомобиля.

Литература

1. Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль: Анализ конструкций, элементы расчета.- Машиностроение 1989.-304

2. Вахламов В.К. Автомобили: Конструкция и элементы расчета.- М.: Издательский центр «Академия», 2006.-408с.

3. Расчет тяговой динамики и топливной экономичности автомобиля: Учеб. пособие/Сост. Л.А.Черепанов.- Тольятти: ТолПИ, 2001.-с.40с.

Размещено на Allbest.ur