Улучшение тормозных качеств автомобиля в эксплуатации
Расчет тормозного механизма
жүктеу/скачать 1,97 Mb.
|
4daa1a9beb7aa525e660b933162de49a
- Бұл бет үшін навигация:
- 2.10 Прочностные расчеты 2.10.1 Расчет резьбового соединения на прочность
| 2.9 Расчет тормозного механизма
Методика расчета тормозного механизма предполагает определение тормозного момента, развиваемого тормозом, и его соответствие тормозному моменту, развиваемому механическим транспортным средством при максимальном замедлении. Тормозной момент дискового тормоза Mт=zμRсрP, (2.20) где z- число пар поверхности трения, z=4; μ- коэффициент трения, μ=0,45; Rср- радиус действия сил трения. эквивалентный действию всех элементарных сил трения на площади контакта, Rср=(Rн+Rв)/2; Rн, Rв - наружный и внутренний радиусы диска, м; Р - осевое усилие, Н. Рисунок 2.11 - Схема сил Р и параметров тормозного механизма Для более точного определения среднего радиуса используем формулу: Rэкв=Rсрδф, (2.21) где δф - коэффициент формы фрикционного элемента. Для расчетов возьмем фрикционный элемент в виде кольцевого сектора. Для накладки в виде кольцевого сектора коэффициент δф зависит от соотношения радиусов: а=Rв/Rн<1, (2.22) для расчетов примем R=0,21 м, R=0,16 м, Rн-Rв<0,6. Отсюда
Тогда δф=1,021 Осевое усилие Р в предлагаемом тормозе создается усилием восьми цилиндров. для пневматического привода Р=0,25рπ∑dц, (2.23) где Р - давление в пневмосистеме; Р=0,9 МПа; dц - диаметр цилиндра; dц=0,07 м. Отсюда
Тогда Rср=[(Rн+Rв)/2]δф[(0,21+0,16)/2]1,021=0,189 м. Тормозной момент Mт=zμRсрP=40,450,1 8927689,8=9420,07 Н·м. Тормозной момент, развиваемый автотранспортным средством при экстренном торможении: М1=(GzφRк)/2, (2.24) где Gz - масса автотранспортного средства, приходящаяся на переднюю ось при торможении, Gz=G1+Gah0J/Lag (2.25) где φ - коэффициент сцепления шины с дорогой, φ=0,8; Rк - радиус колеса автотранспортного средства, Rк=0,477 м; G1 - масса автотранспортного средства, приходящаяся на переднюю ось, G1=2538 кг; Ga - полная масса автотранспортного средства, Ga=7825 кг; h0 - высота центра тяжести автотранспортного средства h0=0,9 м; La-база автотранспортного средства, La=3,6 м (по таблице 2.3); J - максимальное замедление при торможении, J=7,0 м/с2; g - ускорение свободного падения, g=9,81 м/с2. Таблица 2.3 Техническая характеристика грузового бортового автомобиля ГАЗ-3307
Подставив в формулу, выбранные ранее значения величин, получим: Gz=2538+7825·0,9·7,0/3,6·9,81=3934 кг. Отсюда М1=(39340·0,8·0,477)/2=7506 Н·м. Тормозной момент, развиваемый тормозным механизмом равный 9420,07 Н·м обеспечивает торможение транспортного средства с замедлением 7 м/с2 при давлении в приводе тормозного механизма 0,9 МПа: Мт>М1 Достоинство дискового тормоза - возможность получения поверхности трения значительно большей, чем у колодочных тормозов, при одинаковых габаритных размерах. Это позволяет использовать дисковый тормоз при меньшем давлении между трущимися поверхностями. В результате повышается их износостойкость, сцепление трущихся элементов по плоской поверхности, обеспечивается высокая равномерность распределения давления, а следовательно равномерный износ материала [7]. 2.10 Прочностные расчеты 2.10.1 Расчет резьбового соединения на прочность Целью расчета является определение напряжений и коэффициента запаса прочности в резьбовом соединении крепления кронштейна. Материал резьбового пальца (рисунок 2.11) - сталь 20 ГОСТ 1050-88, σт=750 МПа; σ-1=5 МПа. Диаметр резьбы М16×1,5. Соединение затягивается моментом затяжки М3=170 Н·м. Для определения коэффициента трения воспользуемся данными тензометрирования соединения при моменте затяжки М3=285 Н·м, согласно которому установлено, что напряжение в резьбовой части σ1=501,6 МПа и τ1=350 МПа. Коэффициент трения на торце гайки определяется по формуле: μт=-0,3 (2.26) где М3 - момент затяжки, Н·м; Н - коэффициент определяющий d/d1; σ1 - напряжение в резьбовой части, МПа; d - наружный диаметр резьбы, см.; τ1 - касательное напряжение в резьбовой части, МПа; d1 - внутренний диаметр резьбы, см. μт=-0,3=0,086 Коэффициент сопротивления в резьбе пальца k=-βт·μт (2.27) где βт - коэффициент, определяющий отношение D/d=0,778 k=-0,778·0,086=0,1635 Коэффициент соотношения момента сопротивления в резьбе и момента трения на торце гайки при затяжке: ω=βт·µт/k=0,778·0,086/0,1635=0,41 Напряжение затяжки σ31= (2.28) σ31==230 МПа Приведенное напряжение после снятия ключа определяется по формуле: σn=σ31 (2.29) σn=230=276 МПа Статический запас прочности определяется по формуле: nт= (2.30) nт1===2,7 Приведенное напряжение после затяжки (ω=1) σn1=σ31 (2.31) σn1=230=445 МПа Коэффициент запаса прочности при затяжке вычислим по формуле: nм= (2.32) nм===1,68 Отношение коэффициентов nтi/nм=1,6 показывает, что статический запас прочности после затяжки повысился на 60 %. Максимальное напряжение при переменной нагрузке определяется по формуле: σn1max=σ31(2.33) где σа - приведенное напряжение при переменной нагрузке, σа=58 МПа σn1max=230=383МПа Статический запас прочности по максимальному напряжению находится по формуле: n==1,95 Это значение выше допускаемого, равного 1,5 жүктеу/скачать 1,97 Mb. Достарыңызбен бөлісу:
| |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||