Е63 АМГ / Tormoznaya_sistema_E63_amg
.pdf
Рисунок 3.8 – Кривые реализуемого сцепления для груженого состояния
На рисунке 3.9 приведены графики предписаний Правил ООН №13 к характеру изменения величины коэффициентов реализуемого сцепления для категории транспортных средств 1.
Рисунок 3.9 – Предписания Правил ООН №13 по изменению величины
Анализируя результаты расчета, можно сделать вывод, что тормозная система автомобиля соответствует требованиям Правил ООН №13.
23
4 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТОРМОЗНОЙ СИСТЕМЫ
Расчетная схема дискового тормозного механизма представлена на рисунке 4.1.
Рисунок 4.1 – Расчетная схема дискового тормозного механизма
Для данного механизма коэффициент пропорциональности равен
1 = 2 · · ,
где – коэффициент трения между накладкой и диском ( = 0,45 для каучуковой основы);
– средний радиус трения
+= 2 .
Приняты параметры: Диаметр диска: = 402 мм. Толщина диска: 39 мм.
Внешний радиус тормозной накладки = 201 мм. Внутренний радиус тормозной колодки = 152,5 мм.
|
= |
201 + 152,5 |
= 176,75 мм. |
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Тогда |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
= |
2 |
= 2 · · ; |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
1 = 2 = 2 · 0,45 · 176,75 = 159,1 . |
||||||||||||||||
Диаметр колесного цилиндра: |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
кц1 = |
√ |
1 − Ф |
|
· √ |
2 |
· кц2 ; |
|||||||||
|
2 · Ф |
|
|
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|||||||
кц1 |
= √ |
1 − 0,311 |
· |
√ |
159,1 |
· 30 = 31,6 мм. |
||||||||||
|
|
|||||||||||||||
|
2 · 0,311 |
|
159,1 |
|
||||||||||||
Принят кц1 = 32 мм.
По таблице 3.2 (см. п.3) для относительного замедления = 0,7
24
и = 2405,7 Нм.
2
Давление рабочего тела в контуре привода тормозов
4 · и
2
= · 2 · кц · кц2 · ,
где 1 – коэффициент пропорциональности, 1 = 159,1;кц – КПД гидроцилиндра, кц = 0,9;кц – диаметр колесного тормозного цилиндра, кц = 30 мм;– число цилиндров, = 4.
4 · 2405,7= 3,14 · 0,1591 · 0,9 · 0,0302 · 4 = 5,95 МПа.
Удельная работа трения:
|
|
|
|
· 2 |
|
= |
|
= |
|
max |
≤ 10 … 20 МДж⁄м2, |
|
2 · |
||||
|
|
|
|
|
|
– кинетическая энергия массы автомобиля, приходящейся на колесо.– масса автомобиля, = 2525 кг.
= 80 км⁄ч = 22,2 м⁄с .
В расчете принята = 15 МДж⁄м2 . Определим площадь тормозных накладок
|
|
|
|
|
= |
|
|
· 2 |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
max ; |
||||||||
|
|
|
|
|
|
2 · |
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
= |
2525 · 22,22 |
= 414,8 см2. |
|||||||||||||
|
|
|
|
|
|
||||||||||
|
2 · 15 · 106 |
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
|
|||||||||||
Определим площадь одной накладки |
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
414,8 |
|
|
|
|||||||
= |
|
|
|
= |
|
|
|
|
|
|
= 51,9 см2. |
||||
8 |
|
|
|
8 |
|
|
|||||||||
Нагрев тормозного диска за одно торможение |
|||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
· 2 |
|
|
|
||||
∆ |
= |
|
|
|
|
|
max |
≤ 80° , |
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
2 · |
|
· |
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где – масса автомобиля, приходящаяся на одно колесо передней и задней оси
для передней оси: = 0,43· 2525⁄2 = 543 кг; для задней оси: = 0,57· 2525⁄2 = 720 кг;– масса тормозного диска;= 460 Дж · кг · К – для стали.
Площадь диска:
|
= |
3,14 · 2 |
; |
|
|
|
|
||
|
|
4 |
|
|
|
|
|
||
= |
3,14 · 40,22 |
= 1269 см2. |
||
|
||||
|
4 |
|
|
|
|
|
|
|
|
25
= · · ,
где – плотность стали;– ширина диска, = 3,9 см.
= 1269 · 3,9 · 7,6 = 37613,2 г.
543 · 22,22 ∆ 1 = 2 · 37,613 · 460 = 7,73 ≤ 80° ,
720 · 22,22 ∆ 2 = 2 · 37,613 · 460 = 10,25 ≤ 80° .
Удельная нагрузка на тормозные накладки:
= ,
где |
– полный вес автомобиля; |
= 24770,3 Н; |
||
|
|
|
|
|
∑ – суммарная площадь тормозных накладок всех механизмов рабочей |
||||
|
|
|
|
|
тормозной системы, ∑ |
= 414,8 см2. |
|
||
|
|
|
|
|
|
= |
24770,3 |
· 10−6 = 0,597 МПа. |
|
|
|
|||
|
414,8 · 10−4 |
|||
В зависимости от материала и типа автомобиля величина не должна |
||||
превышать |
0,12 … 0,7 МПа. Большие |
значения относятся к дисковым |
||
тормозным механизмам.
Изгиб скобы дискового тормозного механизма.
Расчетная схема представлена на рисунке 4.2. Скоба представляется на расчетной схеме в виде кривого бруса (усилие принято равным ).
Рисунок 4.2 – Расчетная схема скобы
Наибольшее напряжение в сечении скобы
|
( + ) |
|
И = |
|
, |
|
||
где – момент сопротивления изгибу сечения скобы (в расчете сечение скобы представлено прямоугольником с шириной и высотой )
· 2
= 6 ;
26
2
= = 2 ;
2405,7= = 0,1591 = 15120,7 Н;
= 0,07 · 0,022 = 4,667 · 10−6 м3; 6
= 15120,7 · (0,022 + 0,01) · 10−6 = 103,7 МПа.
И |
4,667 · 10−6 |
|
Допустимое напряжение [ И] = 350 МПа. Прочность обеспечена.
Расчет стояночной тормозной системы.
Правилами ООН №13 предписывается, что стояночная тормозная система транспортных средств категорий M, N и О должна удерживать груженое транспортное средство, остановившееся на спуске или подъёме с уклоном = 18%. Отсюда можно вывести первое условие для расчётного тормозного момента стояночной системы:
ст ≥ · · sin( ) ;
ст ≥ 24770,3 · 0,339 · sin(18°) = 2594,9 Нм.
Когда стояночный тормоз выполняет функцию запасной или аварийной тормозной системы, то необходимо, чтобы он обеспечивал установившееся замедление, требуемое при торможении такой системой. Тогда справедливо выражение
ст ≥ · перд · ,
где перд – замедление, требуемое при торможении запасной тормозной
системой, перд = 7 м⁄с2.
ст ≥ 24770,39,81 · 7 · 0,339 = 5991,8 Нм.
В качестве расчетного принят наибольший из моментов, вычисленных по формулам: ст = 5991,8 Нм.
27
5 ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В ходе выполнения курсовой работы был выполнен обзор конструкций дисковых тормозных механизмов легковых автомобилей и принята конструкция тормозного механизма с фиксированной скобой.
Рассчитана тормозная динамика для автомобиля типа MercedesBenz E63 AMG. При анализе кривых коэффициента реализуемого сцепления видно, что проектируемое транспортное средство удовлетворяет требованиям Правил ЕЭК ООН №13.
Выполнен расчет тормозного механизма. Определены параметры: Диаметр диска: D=402 мм.
Толщина диска: 39 мм.
Диаметр поршня тормозного механизма 30 мм.
Выполнен проверочный расчет и определены параметры нагруженности: Удельная работа трения = 15 МДж/м2.
Нагрев тормозного диска ∆ 1 = 7,73 ° , ∆ 2 = 10,25 ° .
Удельная нагрузка в контакте пар трения = 0,597 МПа, что находится в пределах 0,12…0,7МПа.
При расчете на прочность при изгибе скобы тормозного механизма
получено напряжение И = 103,7 МПа. Допустимое напряжение |
[ И] = |
350 МПа. Прочность скобы обеспечена. |
|
28
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1.Автомобили: Конструкция, конструирование и расчет. Системы управления и ходовая часть: Учебн. пособие для вузов. А.И. Гришкевич, Д.М. Ломако, В.П. Автушко и др.; Под. ред. А.М. Гришкевича. – Мн.:Выш. школа,
1987.
2.Иванов В. Г.: Проектирование тормозных систем автомобиля: Учебнометодическое пособие по курсовому и дипломному проектированию для студентов специальности Т 04.06 "Автомобили в 2-х частях, ч.1, ч.2. – Мн.:БГПА, 2001.
3.Гришкевич А.И. Автомобили: Теория: Учебник для вузов. – Мн.: Выш. Шк., 1986. – 208 с.: ил.
4.Правила ЕЭК ООН №13 "Единообразные предписания, касающиеся официального утверждения транспортных средств категорий M, N и О в отношении торможения".
5.Continental – [Электронный ресурс]: режим доступа: https://www.continental.ru/car/tires; дата доступа: 03.12.2021г.
29