Проверочный расчет тормозных механизмов ВАЗ 2107

2.2 Оценка задних  тормозных механизмов. Барабанный  тормозной механизм с равными  приводными силами и односторонним  расположением опор. 

Определим сумму  моментов сил относительно точки  опоры для активной колодки (передней) 

Определим тормозной  момент для пассивной колодки

Величина общего тормозного момента создаваемого тормозным  механизмом: 

Оценка механизма: Неуравновешен, т.к.

 

По отношению  моментов на активной и пассивной  колодках оценивают удельное давление и износ накладок на колодках:

Эффективность тормозной системы оценивается  коэффициентом тормозной эффективности:

Рис. 4 Статическая  характеристика барабанного тормозного мехаанизма 

По эффективности  барабанный тормоз лучше дискового, но статическая характеристика тормозного механизма не линейна, что свидетельствует  о его недостаточной стабильности. 

3. Расчет параметров  рабочей тормозной  системы. 

3.1. Удельная нагрузка  на тормозные накладки.

,

,где P_нак – удельная нагрузка на торм. барабаны, Н/см²;

      G_a – вес автомобиля, Н;

ΣF_накл= F_{накл передней}*n+ F_{накл задней} *n  – суммарная площадь тормозных накладок      рабочей системы, см²;

n-количество накладок;

            F_{накл передней}=8,3*4,8-5,16=34,68 -площадь одной передней накладки, см²

            F_{накл задней}=24*5=120 -площадь одной задней накладки, см² 

Среднее значение удельной нагрузки по статистическим данным для легкового автомобиля составляет 10…20 Н/см². Однако это относится только к автомобилям с барабанными тормозными механизмами. Учитывая, что удельное давление на накладки дисковых тормозов значительно выше имеем суммарное давление, удовлетворяющее статистическим данным. 
 
 

3.2. Удельная работа  трения. 

 

где q – удельная работа трения, Дж/см²;

      A – кинетическая энергия затормаживаемого автомобиля, Дж;

      ΣF_накл – суммарная площадь тормозных накладок рабочей системы, см² 

где V – скорость автомобиля, м/с;

      m_a – масса автомобиля, кг. 
 
 
 

 

3.3. Нагрев тормозного  диска (передние  колеса) за одно  торможение.

где m’_a – масса автомобиля, приходящаяся на одно колесо, кг;

      V – скорость автомобиля, м/с;

      m_д – масса диска, кг; Для ВАЗ 2107 -1.88 кг

       
 

,где-Обьем диска(посчитан по рабочему чертежу диска), который подвержен нагреву,см³;

- плотность материала  диска(для чугуна)

     С – удельная теплоемкость чугуна или  стали, Дж/кг*град

     

где m₁ – полная масса автомобиля, приходящаяся на переднюю ось, кг;

      K₁ – коэффициент перераспределения веса при торможении 

Нагрев тормозного диска определяется при торможении со скорости 30 км/ч, 60 км/ч, 90 км/ч, 120 км/ч 
 
 
 

 

Рис. 5. График зависимости  температуры нагрева дисков передних колес от начальной скорости торможения.

3.4. Нагрев тормозного  барабана (задние  колеса) за одно  торможение.

где m’_a – масса автомобиля, приходящаяся на одно колесо, кг;

      V – скорость автомобиля, м/с;

      m_б – масса барабана, кг; Для ВАЗ 2107 – 3,29 кг 

     , где -обьем люминиевой части диска, см³;ч-обьем чугунной вставки, см³;

     - плотность металла,  г/см³

     С – удельная теплоемкость чугуна или  стали, Дж/кг*град

     

где m₁ – полная масса автомобиля, приходящаяся на переднюю ось, кг;

      K₁ – коэффициент перераспределения веса при торможении 
 

Нагрев тормозного барабана определяется при торможении со скорости 30 км/ч, 60 км/ч, 90 км/ч, 120 км/ч 
 
 
 
 

Рис. 6. График зависимости  температуры нагрева барабанов  задних колес от начальной скорости торможения. 
 
 
 

4. Расчет тормозного  гидропривода. 

4.1. Определение хода  педали.

где S_пед – ход педали, мм;

      d_п – диаметры рабочих цилиндров тормозов передних колес, мм;

      d_з - диаметр рабочих цилиндров тормозов задних колес, мм;

      d_г – диаметр главного тормозного цилиндра, мм;

      σ´_п, σ´´_п, σ´_з, σ´´_з – перемещение поршней рабочих цилиндров, мм;

      η₀ – коэффициент, учитывающий объемное расширение привода;

      U_пп – передаточное число педального привода;

      σ₀ – холостой ход педали, мм. 
 
 
 
 

   Полный ход педали должен быть в пределах 150 мм. Запас хода должен составлять 30-40% от полного хода педали.

4.2. Определение усилия  на педали. 

 

Рис.7 Расчетная  схема

l - база;

a,b - растояние  от центра масс до передней  и задней осей;

h - высота центра  масс;

Rz1, Rz2 - сумма  нормальных реакций на передние  и задние колеса;

Pт1, Pт2 - тормозные  силы на передних и задних  осях;

mg - сила тяжести  автомобиля;

Pи - сила инерции  автомобиля. 

Усилие на педали вычисляют из расчета максимального  возможного по условиям сцепления колеса с дорогой тормозного момента  на передних колесах при полностью  загруженном автомобиле, для легкового  автомобиля и на задних колесах для  грузового автомобиля. 

При торможении автомобиля происходит перераспределение  нормальных реакций на передних и  задних колесах за счет действия сил  инерции. 

Найдем  расстояние от центра масс до передней и задней осей: 

где  G₁, G₂ – нагрузка на переднюю и заднюю ось, Н;

      G_a – вес автомобиля, Н

  
 
 
 

При торможении автомобиля происходит перераспределение  нормальных реакций на передних и  задних колесах за счет действия сил  инерции.

Сумма нормальных реакций на передних колёсах: 
 
 
 
 

Сумма нормальных реакций на задних колёсах: 
 
 
 
 

Максимально возможные  по условиям сцепления тормозные  силы: 

на передней оси при загруженном автомобиле: 
 
 
 

на задней оси  при загруженном автомобиле: 
 
 
 
 

Тормозной момент на передней и задней оси: 
 

 
 
 
 
 
 
 

По принятому  условию расчёт проводится для тормозных  механизмов передних колес легкового  автомобиля.

Величина  тормозного момента на одном колесе передней оси по условию сцепления  колеса с дорогой: 
 
 
 
 

Величина  приводных сил определяется исходя из типа тормозного механизма.

Дисковый  тормозной механизм: 

где P – приводная сила;

      μ – коэффициент трения

      r_ср – средний радиус трения  
 
 

Усилие на педали:

,

где  η_п=0,93 - коэффициент полезного действия тормозного привода 
 
 
 

Усилие на тормозной  педали не удовлетворяет норме [P_пед] ≤ 500 Н. Поэтому необходим усилитель тормозов. На ВАЗ- 2107 применен вакуумный усилитель, использующий разрежение во впускном коллекторе двигателя.  

4.3. Построить статическую  характеристику тормозного  гидропривода 

Давление  жидкости в тормозной магистрали определяется по формуле: 
 
 
 
 

Строим статическую  характеристику гидропривода:

 

Рис. 8. Статическая  характеристика тормозного гидропривода. 
 
 
 
 

      5. Регуляторы тормозных  сил 

Оптимальное распределение тормозных моментов М_т1 и М_т2 между передними и задними колесами, обеспечивающее минимальный тормозной путь, получается при максимально возможных по условиям сцепления тормозных моментах на колесах. 

Приведенное соотношение  зависит от коэффициента сцепления  колес с дорогойми от полезной нагрузки, т.к. при изменении нагрузки меняются положение центра масс и  растояния а и в. 

Построение  графика оптимального отношения давлений в приводе тормозных  механизмов передней и задней оси.

В одних координатах  построим два графика - для незагруженного и загруженного автомобиля.

Расстояния  от центра масс до передней и задней осей при незагруженном автомобиле: 

,где  , - вес незагруженного автомобиля, приходящийся на заднюю и                                          переднюю ось; - вес незагруженного автомобиля.

        

G_ан.з.= 1020 кг     G_1н.з= 550 кг   G_2н.з= 470 кг 
 
 

Расстояния от центра масс до передней и задней осей при загруженном автомобиле подсчитаны выше.

Максимально возможные по условиям сцепления  тормозные моменты на одном колесе передней оси:

Задаемся значениями φ=0,1; 0,2; 0,3; 0,4; 0,5; 0,6; 0,7; 0,8; и для каждого  значения подсчитываем величину М_т1. 

Для загруженного автомобиля:

Мт1(0,1)=1420*9,81*0,1*0,2876*(1,101+0,1*0,68)/(2*2,424)=96,6 Н*м

Мт1(0,2)=1420*9,81*0,2*0,2876*(1,101+0,2*0,68)/(2*2,424)=204,45 Н*м