Стенд диагностики тормозных систем автомобиля

1.8. Определение основных  параметров 

тормозного стенда

 

К основным параметрам тормозных стендов  относятся:

1. размеры беговых барабанов
2. расстояние между осями барабанов одной секции стенда
3. скорость вращения автомобильного колеса на стенде
4. максимально возможная тормозная сила на колесе
5. мощность электродвигателя привода каждой секции стенда
6. весовая характеристика автомобиля (развесовка)

 

Диаметр барабана выбирается в зависимости от размера автомобильного колеса и обеспечения условий  качения, приближенным к дорожным.

Диаметр барабана определяется:

 

d_б ≥ (0,4 ÷ 0,6) d_к = (0,4 ÷ 0,6) · 570 = 228 ÷ 342

 

где   d_б – диаметр барабана

        d_к – диаметр колеса автомобиля

Обычно диаметр барабана принимают  равным:

d_б = 150 ÷ 400 (мм)

Принимаю диаметр барабана тормозного стенда равным:

d_б = 220 (мм)

Длина барабана зависит от типа автомобиля и его параметров. Рекомендуется  длину барабана определять по формуле:

 

Lб = (Кн – Кв) / 2 + А = (1630 – 1110) / 2 +150 = 410 (мм)

 

где    Кн – наибольшая наружная колея типов автомобилей, для которых рассчитан стенд

          Кв – наименьшая внутренняя  колея типов автомобилей, для  которых рассчитан стенд

           А – коэффициент, учитывающий  тип автомобиля

Для легковых автомобилей  А = 150 (мм)

Для грузовых А = 100 (мм)

Принимаю длину барабана тормозного стенда Lб = 500 (мм).

Общая длина продольной оси барабана (ширина стенда) определяется по формуле:

 

Lоб = 2Lб + Lмб = Кн + А = 1630 + 150 = 1870 (мм)

 

где    Lоб – общая длина продольной оси барабана

          Lмб – расстояние между барабанами

 

 

Расстояние между  осями барабанов

 

Расстояние между  осями барабанов определяет устойчивость автомобиля на стенде и возможность  самостоятельного съезда автомобиля с  него.

Достаточная устойчивость обеспечивается при условии равенства:

tg α = φ

где α – угол между прямой, соединяющей ось колеса и ось барабана тормозного стенда и горизонтальной осью.

         φ – коэффициент сцепления  шины с поверхностью барабана

Для стендов с  расположением барабанов на одном  уровне условия устойчивости и съезда автомобиля со стенда находятся в противоречии.

Чем больше расстояние между осями барабанов, тем лучше  сцепление колеса с барабаном; чем  меньше расстояние между осями барабанов, тем лучше съезд.

Экспериментально  установлено, что:

 

l_max = b · (r_k + r_б) = 1,65 · (285 +110) = 651,75 (мм)

 

l_min = 2 r_б +20 = 2 · 110 + 20 = 240 (мм)

 

где    l – расстояние между осями барабанов тормозного стенда

          rk – радиус колеса автомобиля

          rб – радиус барабана тормозного стенда

          b – величина, учитывающая наличие устройств, облегчающих съезд. Так как проектируемый стенд имеет подъемное устройство, облегчающее съезд автомобиля, то b = 1,65.

Оптимальное значение расстояния между  осями барабанов:

 

                        l_max ≥ l_опт ≥ l_min

 

                      651,75 ≥ l_опт ≥ 240

 

Рекомендуемое расстояние между осями  барабанов можно также определить по специальной зависимости:

 

                               _____              

l = (r_k + r_б) · 2φ / √1 + φ²   =

 

= (285 +110) 2 · 0,4 / √1 + 0,4²  = 398 (мм)

 

Принимаю расстояние между осями барабанов l = 440 (мм).

 

Скорость вращения колес автомобиля на стенде принимаю равным        5 км/ч.

 

Определение тормозной силы

 

Тормозная сила на колесе зависит  от уровня расположения барабанов, числа  ведущих барабанов (в одной секции), расстояния между осями барабана и коэффициента сцепления шины с опорной поверхностью.

Количественно значение максимальной тормозной силы определяется:

 

Pτ max = R · φ

где   Pτ max – максимальная тормозная сила

         R – нормальная реакция ведущего барабана

         φ – коэффициент сцепления

Так как проектируемый  тормозной стенд имеет барабаны на общем уровне и связанные цепной передачей, т.е. оба барабана ведущие, то нормальная реакция барабанов  определяется:

 

_{R1 =}  G (sin α1 – φcos α1) ₌

               (1+ φ²) sin 2α1

₌  6000 (sin 50˚ - 0,4 cos 50˚) _{=  2673,0 (H)}

          (1 +0,4²) sin 2 · 50˚

_{R2 =}  G (sin α1 + φcos α1) ₌

               (1+φ²) sin 2α1

₌  6000 (sin 50˚ + 0,4 cos 50˚)    _{=  5373,8 (H)}

            (1 +0,4²) sin 2 · 50˚

 

где   G – вес автомобиля приходящегося на одно колесо

         α1 – угол между прямой, соединяющей ось колеса и ось барабана стенда и горизонтальной прямой (см. рис. 1)

 

Реализуемая максимальная тормозная сила определяется:

 

Pτ max =  Gφ / (1 + φ²) cos α1 =

= 6000 · 0,4 / (1 +0,4²) cos 50˚ = 3218,7 (H)

 

 

Определение мощности электродвигателя

 

Мощность электродвигателя определяется с учетом реализуемой  максимальной тормозной силы и определяется по формуле:

 

W = Pτ max · Va / (270 · 1,36)  =  0,00272  Pτ max · Va   =  

=   0,00272 ·  3218,7 · 5 = 4,37 (кВт)

 

где    W – потребная мощность электродвигателя

          Va – скорость автомобиля (км/ч)

Частота вращения барабана тормозного стенда будет равна:

 

n_б = Va / 0,377 · r_б = 5 / 0,377 · 0,110 = 120,57 (об/мин)

 

где     n_б – частота вращения роликов тормозного стенда.

Определяю требуемое  передаточное число привода:

 

uобщ =  nдв / nб = 1500 / 120,57 = 12,44

 

где   uобщ – требуемое передаточное число привода

         nдв – частота вращения двигателя

Принимаю передаточное число мотор-редуктора равным общему передаточному числу привода. Выбираю:

 мотор-редуктор  МРГУ-100-12,5-1  МН 4228-66

двигатель для  мотор-редуктора  4А100S2

а) характеристики мотор-редуктора:

• передаточное число uм.р. = 12,5
• межосевое расстояние А = 100
• допустимый момент на тихоходном валу, исходя из прочности по зацеплению:

 

[T]_т =  (0,122 – 0,0004 · u_м.р) / (n_дв +900) · А³ · К_з · К_р · g =

=  (0,122 – 0,0004 · 12,5) / (1500 + 900) · 100³ · 1,1 ·  1,6 · 9,81 =

= 842 (Н·м)

 

где   [T]_т – допускаемый момент на тихоходном валу, исходя из прочности по зацеплению

          u_м.р. – передаточное число мотор-редуктора

          n_дв – число оборотов червяка (число оборотов двигателя)

          А – межосевое расстояние

          К_з – коэффициент формы зацепления, принимается в зависимости от передаточного числа

           К_з = 1,1, т.к. u_м.р. = 12,5

           К_р – коэффициент режима работы

 

• передаваемая мощность, допустимая по долговечности подшипников червяка, выраженная через момент на тихоходном валу:

 

P_б = [T]_т · n_б / (9550 · η) = 842 · 120 / 9550 · 0,87 = 12,16 (кВт)

 

где   Р_б – передаваемая мощность, допустимая по долговечности подшипников червяка

                  η – коэффициент полезного  действия червячного глобоидного  редуктора

 

б) характеристики двигателя:

• мощность Р_дв = 4 кВт
• асинхронная частота вращения  n_дв = 1500 (об/мин)
• коэффициенты перегрузки 

Тпуск  _{= 2;}    Тmax  _{= 2,2}

Тном               Тном

 

Окончательно определяю  частоту вращения ролика тормозного стенда:

 

nб = nдв / uм.р. = 1500 / 12,5 = 120 (об/мин)

 

 

 

И тогда реальная скорость вращения колес автомобиля на тормозном  стенде будет равна:

Va = 0,377 · nб · rб = 0,377 · 120 · 0,110 = 4,98 (км/ч)