Разработка тормозной системы мотоцикла с полной массой 600 кг

Состав чертежей

1. Чертеж общего вида тормозной системы мотоцикла (формат А1)
2. Деталировка – правая часть переднего правого суппорта (формат А1)
3. Деталь шайба (формат А4)
4. Чертеж сборочный тормозного механизма переднего колеса (формат А1)
5. В сборе тормозной механизм заднего колеса (формат А1)
6. Рабочий чертеж детали поршень (формат А4)
7. Деталь ось (формат А3)

Описание

В дипломном проекте произведён обзор и анализ существующих конструкций тормозных систем мотоцикла. Тормозная система должна обеспечивать безопасность при эксплуатации, соответствовать требованиям ГОСТов, регламентирующих эксплуатацию тормозной системы. Так же разработка и производство тормозной системы должны быть экономически целесообразны.

В данной работе производится конструктивная разработка тормозной системы мотоцикла с заданными параметрами, соответствующая требованиям безопасности при эксплуатации и эффективной работы в целом.
Цель дипломного проекта: разработать тормозную систему для мотоцикла с полной массой 600 кг. Тормозная система должна обеспечивать безопасность при эксплуатации, соответствовать требованиям ГОСТов, регламентирующих эксплуатацию тормозной системы. Так же разработка и производство тормозной системы должны быть экономически целесообразны.

Проанализировав существующие современные тормозные системы мотоциклов, было принято решение остановить свой выбор на системе с применением дисковых тормозов, причем на переднем колесе будут установлены два диска плавающего типа, на заднем один. Что касается суппортов, то на передней вилке решено использовать жесткозакрепленные с радиальным расположением. Тормозная система заднего колеса будет иметь контур на поршни в суппортах переднего колеса, таким образом при торможении с помощью заднего колеса (воздействуя только на педаль тормоза), на переднем колесе так же будет возникать тормозной момент, соответственно торможение будет эффективнее (в сравнении с торможением только заднего колеса), а управляемость и возможность воздействия на орган управления подачей топлива сохранится.

Предложенная конструкция тормозной системы позволит создать необходимый тормозной момент на колесах мотоцикла, а так же повысит эффективность использования тормозной системы при воздействии только на орган управления тормозного механизма заднего колеса, тем самым сохранив управляемость.
В результате выполнения дипломного проекта был произведен тяговый расчет мотоцикла. Определены параметры тормозной системы, необходимые для обеспечения оптимального торможения мотоцикла с полной массой 600 кг. Так же для обеспечения лучшей управляемости при торможении были рассчитаны необходимые параметры и спроектированы тормозные механизмы. Данный факт так же влияет на безопасность водителя, пассажира и других участников дорожного движения при эксплуатации мотоцикла.

Служебное назначение детали
Тормозной суппорт – одна из важнейших деталей тормозной системы мотоцикла. Тормозной суппорт является исполнительным механизмом тормозной системы. На передней вилке решено использовать жесткозакрепленные с радиальным расположением. Тормозная система заднего колеса будет иметь контур на поршни в суппортах переднего колеса, таким образом при торможении с помощью заднего колеса (воздействуя только на педаль тормоза), на переднем колесе так же будет возникать тормозной момент, соответственно торможение будет эффективнее (в сравнении с торможением только заднего колеса), а управляемость и возможность воздействия на орган управления подачей топлива сохранится. В технологической части дипломного проекта будет описан технологический процесс изготовления половины переднего суппорта.
Объём выпуска изделия N=260 шт/год.

Полученные значения параметров тормозной системы удовлетворяют требованиям ГОСТов.
Был произведен проверочный расчет на прочность деталей тормозной системы.
В результате расчета экономической эффективности получили, что производство спроектированной тормозной системы будет иметь положительный эффект как для производителя, так и для потребителя.

Выдержка расчетов из дипломной работы:

1.3 Расчет замедления мотоцикла при полном использовании сцепного веса от дорожных условий.
Расчет замедления мотоцикла при полном использовании сцепного веса в зависимости от дорожных условий рассчитывается согласно [1] по формуле:
j_зmax=φ_x∙g , (1.3.1)
где: φ_x- коэффициент сцепления колеса с дорогой;
g- ускорение свободного падения;
Полученные значения занесем в таблицу 1.1.
Таблица 1.1– Зависимость замедления автомобиля от коэффициента сцепления.

1.4 Расчет тормозного пути и времени торможения до полной остановки в зависимости от начальной скорости в различных дорожных условиях.
Расчет тормозного пути и времени торможения до полной остановки в зависимости от начальной скорости в различных дорожных условиях рассчитывается по формулам:
S_t=V_0∙(t_з+0.5〖∙t〗_H )+(V_0^2)/(2∙j_з ) , (1.4.1)
t_т=t_з+0.5∙t_H+V_0/j_з , (1.4.2)
где:V0 – начальная скорость торможения;
tз – время запаздывания срабатывания тормозного механизма;
tн – время нарастания давления в приводе;
Результаты вычислений тормозного пути и времени до полной остановки занесем в таблицу 1.2.
Таблица 1.2 – Значения тормозного пути и времени остановки в зависимости от коэффициента сцепления

Данные из таблицы 1.2 представим в виде графиков.
Рисунок 1.8-Зависимость тормозного пути от начальной скорости торможения и коэффициента сцепления.
Рисунок 1.9-Зависимость времени торможения от начальной скорости и коэффициента сцепления.
1.5 Оптимальное распределение тормозных усилий между осями и зависимости тормозных моментов от замедления мотоцикла.
Рисунок 1.10 – Положение центра тяжести и реакции на оси мотоцикла.
Значение нормальных реакций обеспечивает условие одновременной блокировки колес, их определяют по следующим формулам[1]:
R_z1=(m_a∙(l_2∙g+h_c∙j))/L, (1.5.1)
R_z2=(m_a∙(l_1∙g-h_c∙j))/L, (1.5.2)
где: m_a-масса мотоцикла;
l_1-расстояние от передней оси до центра масс;
l_2-расстояние от задней оси до центра масс;
L- колесная база;
j-замедление мотоцикла;
h_c-высота центра тяжести.
Данные для расчета представлены в таблице 1.3.
Таблица 1.3 – Данные для расчета.
Полная загрузка Частичная загрузка
Полученные значения сведем в таблицу 1.4.
Оптимальные зависимости тормозных моментов от замедления мотоцикла рассчитывается по формулам [1]:
М_(Т_1 )=(m_a∙(l_2∙g+h_c∙j))/L∙(j/g-f)∙r_d, (1.5.3)
М_(Т_2 )=(m_a∙(l_1∙g-h_c∙j))/L∙(j/g-f)∙r_d, (1.5.4)
Коэффициент распределения тормозных моментов найдем по формуле:
β_T=M_(T_1 )/(M_(T_1 )+M_(T_2 ) ), (1.5.5)
Полученные данные сведем в таблицу 1.4.
Таблица 1.4 – Значения нормальных реакций, тормозных моментов и изменения коэффициента распределения тормозных моментов.

Для наглядности полученных данных постоим графики.
Рисунок 1.11-Зависимость тормозного момента от замедления.
Рисунок 1.12-Ззависимость коэффициента распределения тормозных моментов от замедления.

1.6 Расчет заднего тормозного механизма.
Схема заднего дискового тормозного механизма приведена на рисунке 1.13.

Рисунок 1.13- Схема заднего дискового тормозного механизма
Тормозной момент рассчитывается по формуле [2]:
М_Т2=μ∙Р∙i∙R_cp (1.6.1)
где: Р- усилие, развиваемое поршнем тормозного цилиндра:
P=(р_2-р_0 )∙S∙n∙η (1.6.2)
где: р_2- давление в цилиндрах заднего тормоза;
р_0- начальное давление срабатывания тормозного механизма;
S- площадь поршня цилиндра заднего тормоза;
n-количество поршней, воздействующих на одну колодку (на одну пару трения);
η- КПД цилиндра заднего тормоза;
i – число пар трения;
Rcp. – средний эффективный радиус накладки.
Данные для расчета приведены в таблице 1.5.
Таблица 1.5 – Данные для расчета.
Параметр Значение
Количество пар трения i 2
КПД 0,9
μ 0,47
Радиус внутренний, м 0,126
Радиус внешний, м 0,158
Начальное давление срабатывания тормозного механизма, МПа 1
Количество поршней 2
Диаметр поршня, м 0,032

Средний эффективный радиус накладки рассчитывается по формуле:
R_ср=(R_(нар.)+R_(вн.))/2 (1.6.3)
где: Rн – наружный радиус трения;
Rвн – внутренний радиус трения.
После подстановки величин получаем:
M_T2=R_cp∙P∙μ∙i=K_2∙(P_2-P_0), (1.6.3)
где: К2 – характеристика задних тормозных механизмов, которая рассчитывается по формуле:
K_2=μ∙S∙n∙η∙R_cp∙i, (1.6.4)
K_2=0,47∙0,0008∙2∙0,9∙0,142∙2=0,000193
Из формулы 1.6.3 можно определить необходимое давление в системе заднего тормозного механизма, для создания необходимого тормозного момента на заднем колесе, для расчета примем максимальный тормозной момент из значений, представленных в таблице 1.5.1.
P_2=M_T2/K_2 +P_0, (1.6.5)
P_2=321/0,000193+0,1∙〖10〗^6=1,76 МПа
Зависимость тормозного момента от давления в тормозной системе имеет следующий вид:
M_T2=0,000193∙(P_2-0,1∙〖10〗^6), (1.6.6)
Удельное давление на тормозную накладку [3]:
q=Fд/Атр, (1.6.7)
где Fд – суммарная сила давления на диск, Н;
Атр – площадь тормозной накладки.
q не должно превышать 1,2 МПа.
q=2833/0,0024=1,18МПа.
1.7 Расчет переднего тормозного подтормаживающего механизма.
Передний тормозной подтормаживающий механизм будет состоять из двух поршней в каждом суппорте (по одному поршню на каждую тормозную колодку), которые будут приводиться в движение от педали тормоза, соответственно давление в данной тормозной системе будет равно давлению в тормозной системе заднего колеса.
Исходя из графика зависимости тормозных моментов от коэффициента сцепления, следует вывод, что на заднее колесо необходимо прикладывать тормозной момент меньше, чем на переднее. Также, учитывая тот факт, что на мотоциклах предпочтительнее блокировка заднего колеса раньше, чем переднего примем расчетный тормозной момент подтормаживающего переднего тормозного механизма равным 70% от тормозного момента на заднем колесе. Заметим, что во всем диапазоне по коэффициенту сцепления подтормаживающий момент переднего подтормаживающего механизма будет меньше максимально допустимого тормозного момента на переднем колесе. Это исключает блокировку переднего колеса при воздействии только на педаль тормоза при максимально допустимом тормозном моменте по сцеплению на заднем колесе. Наглядно это видно на рисунке 1.14.
Рисунок 1.14 – Зависимость тормозных моментов от коэффициента сцепления.
Данные для расчета приведены в таблице 1.6.
Таблица 1.6 – Данные для расчета.
Параметр Значение
Тормозной момент, Нм 225
Количество пар трения 4
КПД 0,9
μ 0,47
Радиус внутренний, м. 0,11
Радиус внешний, м. 0,148
Начальное давление срабатывания тормозного механизма, МПа 1
Количество поршней на одну пару трения 1
давление в тормозной системе заднего колеса, МПа 1,76

Расчетный тормозной момент примем:
〖M’〗_T1=M_T2∙0,7=321∙0.7=225Нм,
Тормозной момент на переднем колесе равен:
〖M’〗_T1=R_cp∙P∙μ∙i, (1.7.1)
где: Р- усилие, развиваемое поршнем тормозного цилиндра:
P=(р_2-р_0 )∙S∙n∙η (1.7.2)
где: р_2- давление в тормозной системе заднего колеса;
р_0- начальное давление срабатывания тормозного механизма;
S- площадь поршня цилиндра суппорта;
n-количество поршней, воздействующих на одну колодку (на одну пару трения);
η- КПД цилиндра переднего тормоза;
i – число пар трения;
Rcp. – средний эффективный радиус накладки.
Средний эффективный радиус накладки рассчитывается по формуле:
R_ср=(R_(нар.)+R_(вн.))/2 , (1.7.3)
где: Rн – наружный радиус трения;
Rвн – внутренний радиус трения.
R_ср=(0,148+0,11)/2=0,129 м.
После подстановки величин получаем:
〖M’〗_T1=R_cp∙(р_2-р_0 )∙S∙n∙η∙μ∙i, (1.7.4)
Следовательно:
S=M_T1/(R_cp∙(р_2-р_0 )∙n∙η∙μ∙i), (1.7.5)
S=225/(0,129∙(1760000-100000)∙1∙0,9∙0,47∙4)=0,00062 м^2
Тогда диаметр поршня равен:
d=√((4∙S)/π)=√((4∙0.00062)/3.14)=0,028м.
Примем диаметр поршня 28 мм.
Формула 1.7.1 будет иметь вид:
〖M’〗_T1=〖K’〗_1∙(P_2-P_0), (1.7.6)
где: К’1 – характеристика передних подтормаживающих тормозных механизмов, которая рассчитывается по формуле:
〖K’〗_1=μ∙S∙n∙η∙R_cp∙i, (1.7.7)
〖K’〗_1=0,47∙0,00062∙1∙0,9∙0,129∙4=0,000135
Зависимость тормозного момента от давления в тормозной системе имеет следующий вид:
〖M’〗_T1=0,000135∙(P_2-0,1∙〖10〗^6), (1.7.8)

1.8 Расчет переднего тормозного механизма.
Схема переднего тормозного механизма приведена на рисунке 1.15.
Рисунок 1.15 – Схема переднего тормозного механизма.
Тормозной момент на переднем колесе равен:
M_T1=R_cp∙P∙μ∙i, (1.8.1)
где: Р- усилие, развиваемое поршнем тормозного цилиндра:
P=(р_1-р_0 )∙S∙n∙η, (1.8.2)
где: р_1- давление в тормозной системе переднего колеса;
р_0- начальное давление срабатывания тормозного механизма;
S- площадь поршня цилиндра суппорта;
n-количество поршней, воздействующих на одну колодку (на одну пару трения);
η- КПД цилиндра переднего тормоза;
i – число пар трения;
Rcp. – средний эффективный радиус накладки.
Средний эффективный радиус накладки рассчитывается по формуле:
R_ср=(R_(нар.)+R_(вн.))/2 , (1.8.3)
где: Rн – наружный радиус трения;
Rвн – внутренний радиус трения.
R_ср=(0,148+0,11)/2=0,129 м.
После подстановки величин получаем:
M_T1=R_cp∙(р_1-р_0 )∙S∙n∙η∙μ∙i, (1.8.4)
Согласно [4], усилие, прилагаемое на орган управления передним тормозным механизмом, не должно превышать 20 кгс (196 Н). В качестве органа управления взята тормозная машинка Brembo 19×20.
Рисунок 1.16 – Схема передней тормозной машинки.
Согласно приведенной схеме усилие, воздействующее на поршень будет равно:
F2=(l1∙F1)/l2=(108∙196)/20=1060 Н,
Давление, создаваемое в системе, следовательно равно:
p_1=F_2/S=(F_2∙4)/(π∙d^2 ), (1.8.5)
p_1=(1060∙4)/(π∙〖0,019〗^2 )=3,74 МПа.
Из формулы 1.8.4:
S=M_T1/(R_cp∙(р_1-р_0 )∙n∙η∙μ∙i), (1.8.6)
S=1226/(0,129∙(3740000-100000)∙2∙0,9∙0,47∙4)=0,00077 м^2
Тогда диаметр поршня равен:
d=√((4∙S)/π)=√((4∙0,00077)/3,14)=0,031м.
Примем диаметр поршня 32 мм.
Преобразуем формулу 1.8.4:
M_T1=K_1∙(P_1-P_0), (1.8.7)
где: К1 – характеристика передних тормозных механизмов, которая рассчитывается по формуле:
K_1=μ∙S∙n∙η∙R_cp∙i, (1.8.8)
K_1=0,47∙0,0008∙2∙0,9∙0,129∙4=0,000349
Зависимость тормозного момента от давления в тормозной системе имеет следующий вид:
M_T1=0,000349∙(P_1-0,1∙〖10〗^6). (1.8.9)
Удельное давление на тормозную накладку [3],
q=Fд/Атр, (1.8.10)
где Fд – суммарная сила давления на диск, Н;
Атр – площадь тормозной накладки.
q не должно превышать 1,2 МПа.
q=5612/0,0047=1,19МПа.

1.9 Расчет резьбовых соединений.
Рисунок 1.17-Расчетная схема нагружения болтов крепления суппорта к передней вилке.
Для данного соединения произведем расчет на срез [5].
Сила, воздействующая на каждый болт равна:
F=(F_т∙R_ср)/(R∙4)=1225/(0,122∙4)=2510,2Н
Условие прочности по напряжениям среза:
τ_ср=(4∙F)/(π∙d^2 )≤[τ_ср], (1.9.1)
где [τср]-допустимое касательное напряжение для стержня болта;
Для болта М10х1,25-6g60 ГОСТ 7798-70 [τср]=225 МПа.
τ_ср=(4∙2510,2)/(3,14∙〖0,009〗^2 )=39,5МПа≤[τ_ср].
Для винтов, соединяющих две половины суппорта произведем расчет на нераскрытие стыка [5].
Рисунок 1.18-Расчетная схема нагружения винтов, соединяющих половины суппорта.
Переносим равнодействующую сил, нагружающих стык в центр тяжести стыка с добавлением момента М.
М=F∙l=11702∙0,025=293Нм.
Сила F растягивает винты и уменьшает напряжения в стыке на величину σR
σ_R=F/A_ст ∙(1-χ), (1.9.2)
где Аст – площадь стыка,
χ- коэффициент внешней нагрузки,
σ_R=11702/0,01∙(1-0,25)=877,7кПа.
Экспериментально установлено, что напряжения в стыке под действием момента М изменяются в соответствии с эпюрой, аналогичной эпюре напряжений при изгибе. Принимая, что поворот суппорта при действии момента М осуществляется относительно центра тяжести стыка, запишем
σ_М=М/W_ст , (1.9.3)
где Wст – момент сопротивления изгибу поверхности стыка..
σ_М=293/0,00078=375,4кПа.
Напряжения смятия в стыке от усилия затяжки болтов
σ_зат=К∙(σ_R+σ_М ), (1.9.4)
где К=1,3..2 – коэффициент запаса по нераскрытию стыка.
σ_зат=1,6∙(877,7+375,4)=602,1кПа.
Усилие затяжки
Q=(σ_зат∙A_ст)/z, (1.9.5)
где z – количество винтов.
Q=(602,1∙〖10〗^3∙0,01)/4=1528Н.
Так же проведем расчет на прочность винтов соединения. Внешняя нагрузка на наиболее нагруженный винт соединения складывается из двух составляющих:
F=F_R+F_M, (1.9.6)
где F_R=F/z – внешняя нагрузка от силы F, FМ – внешняя нагрузка от момента М.
F_R=11702/4=2925,5Н.
F_M=(M∙l/2)/(2∙l^2 )=(293∙0.025/2)/(2∙〖0.025〗^2 )=2930Н.
Тогда F=2925,5+2930=5855,5Н
Расчетная нагрузка на винт
Q_p=Q+χ∙F, (1.9.7)
Q_p=1528+0,25∙5855,5=2992Н,
Условие прочности винта в опасном сечении имеет вид:
σ_р=(4∙Q_p)/(π∙d^2 )≤[σ], (1.9.8)
для винта М8х50-10.9 ГОСТ РИСО 14579-2009 [σ]=540МПа
σ_р=(4∙2992)/(3,14∙〖0,007〗^2 )=77,8МПа≤[σ]
1.10 Расчет оси переднего колеса
Произведем проверочный расчет оси при торможении [3,2].
Напряжение изгиба
σ_и=М_и/(0,1∙d^3 )≤[σ_и], (1.10.1)
[σ_и]=125МПа.
Рисунок 1.19 – Силы действующие на подшипники оси.
F_окр=М_т1/R_ср =1226/0,129=9730Н.
Из рисунка 1.10.1 видно, что вертикальная и горизонтальная составляющие реакции подшипников будут равны соответственно:
R_в=F_окр-R_z1=9730-4726=5004Н.
R_г=R_x1=φ∙R_z1=0,8∙4726,21=3781Н.
Построим эпюры моментов в вертигальной и горизонтальной плоскости, действующих на ось.
Рисунок 1.20 – Изгибающий момент, действующий на ось в вертикальной плоскости.
Рисунок 1.21 – Изгибающий момент, действующий на ось в горизонтальной плоскости.
Тогда
σ_и=110/(0,1∙〖0,026〗^3 )=62,6МПа<[σ_и].

1.11 Расчет подшипников оси переднего колеса.
На оси установлены два одинаковых подшипника – радиально-упорные роликовые конические 27606А ГОСТ 27365-87. Произведем проверку этих подшипников по грузоподъемности и долговеч-ности от нагрузок, возникающих при торможении [5].
Радиальная нагрузка на подшипник Fr, кН.
Выбираем максимальную из реакций в опорах.
F_r=√(R_вер^2+R_гор^2 ) (1.11.1)
F_r=√(〖2502〗^2+〖1890,5〗^2 )=3136Н
Приведённая нагрузка Р, кН:
Р = (ХVFr + YFa)KбКт , (1.11.2)
где Х, Y – коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузок; V – коэффициент вращения; Кб – коэффициент безопасности, учитывающий влияние колебательных процессов в трансмиссии; Кт – температурный коэффициент.
Р = (1·1,2·3136+0·0) ·1·1,05 =3951Н
Грузоподъемность подшипников составляет 65000 Н., т.e. эти подшипники соответствуют требованиям грузоподъемности (динамической)
Расчётная долговечность подшипника Lh, ч:
L_h=(С/P)^m·〖10〗^6/60n (1.11.3)
где m – показатель степени; n – расчётная частота вращения подшипника, об/мин, примем значение, при движении мотоцикла со скоростью 100 км/ч.
L_h=((65∙〖10〗^3)/(3,95∙〖10〗^3 ))^3,33·〖10〗^6/(60∙207)=904089ч.
Найденная долговечность соответствует требуемой. Подшипники
подобра¬ны правильно.

1.12 Расчет показателей теплостойкости тормозных дисков.
Удельная работа трения тормозного механизма i-ой оси транспортного средства определяется [6] как отношение кинетической энергии автомобиля, приходящейся на соответствующее колесо, при торможении к площади тормозной накладки рассчитывается по формуле:
L_i=(〖R_z〗_i∙V_max^2)/(2∙g∙А_i^нак ) (1.12.1)
где: mi – масса мотоцикла, приходящаяся на колесо;
Vmax – начальная скорость при торможении;
Аiнак – площадь тормозных накладок i-го тормозного механизма;
Значение L для наиболее нагруженного механизма должно находиться в пределах 10…20 МДж/м2.
Для переднего диска:
L_п=(4726∙〖16,7〗^2)/(2∙9,81∙4∙0,0047)=3,6МДж/м2
Для заднего:
L_з=(2915∙〖16,7〗^2)/(2∙9,81∙2∙0,0024)=14,8МДж/м2
Нагрев тормозного диска за одно торможение рассчитывается по формуле:
∆t_i=(m_i∙V^2)/(2∙Q_mi∙C), (1.12.2)
где: С – теплоёмкость материала диска;
Qmi – масса тормозного диска.
Нагрев тормозного диска или барабана за одно торможение не должен превышать 80 С.
Для переднего диска:
∆t_п=(4726∙〖16,7〗^2)/(2∙9,81∙2∙1,6∙460)=46℃,
Для заднего диска:
∆t_з=(2915∙〖16,7〗^2)/(2∙9,81∙5,5∙460)=16℃.