работа по дисциплине : “ Автомобили” на тему: “Расчет автомобиля с разработкой (модернизацией) переднего дискового тормоза Пояснительная записка (стр. 6 из 7)
КЕ – 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.
1 — штуцер прокачки; 2 — трубопровод; 3 — поршень ; 4 — пружинный фиксатор; 5 —фрикционные накладки; 6 — резиновое кольцо; 7 —рези-новый колпачок; 8—соединительные пальцы; 9-болты крепления суппорта; 10-поворотная цапфа; 11-кронштейн; 12-суппорт; 13-защитный кожух; 14-шплинты; 15-пружины; 16-тормозные колодки; 17-колесный тормозной цилиндр; 18-тормозной диск.  |
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/(n1ּL))ּ(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