Проектирование грузового автомобиля (стр. 7 из 8)

7) отсутствие органолептических явлений (слуховых, обонятельных);

8) надежность всех элементов тормозных систем; основные элементы (тормозная педаль и ее крепление, главный тормозной цилиндр, тормозной кран и др.) должны иметь гарантированную прочность, не должны выходить из строя на протяжении гарантированного ресурса; должна быть также предусмотрена сигнализация, оповещающая водителя о неисправности тормозной системы;

9) общие требования.

В соответствие с ГОСТ 22895-77 тормозное управление должно включать следующие тормозные системы:

1) рабочую;

2) запасную;

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.