Расчет автомобиля Москвич 2140

 

D - Диаметр цилиндра, определим, исходя из того что поршень выполнен заодно с гайкой и перемещение его происходит по винту.

Площадь сечения  винта м²

 

. Принимаем D=40мм

 

Номинальная производительность насоса определяется по формуле:

 

,                                                                               (2.27)

где - максимальная скорость поворота рулевого колеса;

- максимальный угол поворота  управляемых колес из одного  крайнего положения в другое, град;

- объемный КПД насоса;

- утечки.

 

.

 

Мощность, затрачиваемая  на привод насоса, определяется по формуле:

 

,                                                                                             (2.28)

где - расчетное давление жидкости.

 

.

 

Диаметр трубопроводов определяется по формуле:

 

,                                                                                                 (2.29)

 

где - скорость движения жидкости в трубопроводах:

1. для нагнетательной магистрали ;
2. для сливной магистрали ;
3. для всасывающей магистрали .

Подставляя  данные значения в формулу (2.29), получим:

1. для нагнетательной магистрали

 

;

 

2. для сливной магистрали

 

;

 

3. для всасывающей магистрали

 

.

          3. Тормозное управление

3.1 Определение усилия на педали тормоза

 

Усилие на тормозной педали определяется по формуле:

 

                                                                                          (3.1)

 

где η_н – КПД привода, принимаем ;

i_п = 3 – передаточное число педального привода;

= 22 мм - диаметр главного цилиндра;

- давление в тормозной системе;

 

,                                                                                               (3.2)

 

где   - радиус рабочего цилиндра.

Тормозные моменты соответственно на передней и задней оси определяются по формулам:

 

                                                                                      (3.3)

 

где R_z1,2 – нормальные реакции, действующие соответственно на передней и задней оси, Н;

φ – коэффициент сцепления.

Величины нормальных реакций  при торможении определяются по формулам:

                                                                       (3.4)

 

где m_a – масса автомобиля, Н;

a, b, h_g – координаты центра массы автомобиля, м;

L – база автомобиля, м.

 

Таким образом, получаем:

 

(H);

(Н);

(Нм);

(Нм).

 

Для передних тормозных механизмов (дисковые тормозные механизмы) тормозной момент М_т и коэффициент эффективности К_э определяются зависимостями:

 

                                                                                          (3.5)

                                                                                                     (3.6)

 

где - коэффициент трения (расчетный =0,35 )

r_ср = 0,105 м – средний радиус приложения силы Р к накладке.

Приводная сила на передних тормозных механизмах определяется из выражения:

 

,                                                                                             (3.7)

 

откуда:

 

                                                                                           (3.8)

(Н)

 

Для задних тормозных  механизмов (барабанных с односторонним  расположением опор и равными приводными силами ):

 

.                                     (3.9)

 

где  – приводная сила на задней оси;

r_б – радиус барабана, м;

μ – коэффициент трения;

h – расстояние от рабочего цилиндра до опоры, м;

a – расстояние от опоры до линии действия реакции, м;

 - коэффициент касательных сил;

 

,                                                                                     (3.10)

где β – угол обхвата колодки, рад.

 

 

Приводная сила на задних тормозных механизмах определяется из выражения:

 

,                                                                                          (3.11)

 

Откуда

 

.                                                (3.12)

 

Таким образом, получаем

 

(Н)

 

Давление в  тормозной системе передних и  задних тормозных механизмов соответственно:

 

(МПа),

(МПа),

Давление в  тормозной системе передних тормозных  механизмов больше чем в задних тормозных  механизмов, следовательно, принимаем 

Усилие на педали тормоза составит:

 

(Н)

 

Коэффициент эффективности  тормозных сил задних тормозных механизмов рассчитывается по формуле:

 

.                                                                                          (3.13)

 

По формуле (3.13) вычисляем значения коэффициента эффективности  торможения для различных значений коэффициента трения и по данным строим график зависимости  . Расчетные значения K_э сводим в таблицу 3.1.

 

Таблица 3.1 – Значения коэффициента эффективности торможения для различных значений коэффициента трения

μ	0,1	0,2	0,3	0,4	0,5	0,6
Кэ	0,2	0,42	0,66	0,95	1,33	1,875

 

Коэффициент эффективности  тормозных сил передних тормозных  механизмов

Графическая зависимость  коэффициентов эффективности тормозных  механизмов от величины коэффициента трения представлена на рис. 1.

Рисунок 1 - График статической характеристики

3.2 Определение показателей износостойкости тормозных механизмов

 

Удельная нагрузка, приходящаяся на тормозные накладки, определяется по формуле:

 

 ;                                                                     (3.14)

 

где  – суммарная площадь тормозных накладок, ,

.

Для передних тормозных  механизмов:

 

 

Для задних тормозных  механизмов:

 

Удельная работа трения определяется по формуле:

 

                                                                           (3.15)

 

где - скорость автомобиля, = 60 км/ч = 16,67 м/с;

 

;

;

 

Нагрев тормозного барабана (диска) за одно торможение определяется по формуле:

 

;                                                 (3.16)

 

где  – масса, приходящаяся на тормозящее колесо, кг;

G_б – масса барабана (диска), кг;

с – удельная теплоемкость чугуна, .

 

С - для диска;

С - для барабана;

По формулам (3.14) и (3.15) строим графики зависимостей удельной работы трения и нагрева тормозного барабана (диска) в зависимости от начальной скорости торможения.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 3.2

, м/с	,	,	, С	, С
10	14	10	0,09	0,05
20	57	40	0,36	0,18
30	129	90	0,80	0,41
40	229	160	1,43	0,73
50	358	249	2,23	1,15
60	516	359	3,22	1,65
70	701	489	4,38	2,24
80	916	638	5,72	2,93
90	1160	808	7,24	3,71
100	1432	998	8,94	4,58

 

 

 

Рисунок 2 – Зависимость удельной работы трения от начальной скорости торможения:

Рисунок 3 – Зависимость температуры нагрева тормозного барабана - (а) и диска – (б) от начальной скорости торможения.

 

3.3 Расчет тормозного привода

 

Проверочный расчет гидравлического привода следует производить при давлении, соответствующем аварийному торможению P₀=10МПа.

Усилие на тормозной  педали определяется по формуле:

 

                                                                                (3.17)

 

где η_н – КПД привода, принимаем ;

i_п = 3 – передаточное число педального привода;

- диаметр главного тормозного  цилиндра;

- давление в тормозной системе;

 

Общее силовое  передаточное число привода определяется по формуле:

 

,                                                                          (3.18)

 

где  – сумма сил, приложенных к колодкам всех тормозных механизмов.

Силы, приложенные  к колодкам тормозных механизмов, рассчитываются

по формуле:

 

;                                                                       (3.19)

 

Таким образом,

 

.

 

Ход педали определяется по формуле:

 

                                                      (3.20)

 

где d_рз и d_рп – диаметры рабочих цилиндров задних и передних колес, мм;

δ_з и δ_п – перемещение поршней цилиндров задних и передних колес, мм;

η₀ – коэффициент, учитывающий объемное расширение привода ;

S₀ – свободный ход педали, принимаем 7 мм ;

A – параметр, учитывающий число тормозных механизмов, для двухосных автомобилей А=2

Принимаем:

=20,64мм;

=0,3мм;

=48мм;

=0,15мм;

=22мм;

;

=3;

 

 

3.4 График  оптимального распределения тормозных  сил по осям

 

При оптимальном  соотношении тормозных сил на колесах передней и задней осей автомобиля тормозной путь – минимальный. Соотношение  тормозных сил, близкое к оптимальному, обеспечивается регулятором.

Тормозные силы на осях определяются по формулам:

 

                                                                            (3.21)

                                                                             (3.22)

 

По формулам (3.21), (3.22) строим графики зависимости  тормозных сил на осях при различных  значениях коэффициента сцепления. Результаты расчетов заносим в табл. 3.3

 

 

Таблица 3.3

	0,2	0,4	0,6	0,8	1
Снаряженная масса
	1264,45	2734,42	4409,9	6290,9	8377,42
	903,93	1602,33	2095,23	2382,6	2464,46
Полная масса
	1472,7	3181,4	5126,14	7306,88	9723,65
	1489,55	2743,1	3760,61	4542,12	5087,6