Анализ тормозных систем автомобилей

                                           

где N1 и N2 – нормальные реакции для первичной и вторичной колодок;

- углы охвата колодок; rб – радиус тормозного диска; b1 и b2 – ширина колодок.

     Удельные  давления не должны превышать  100…200 Н/см  для первичной колодки и 50…70 Н/см  для вторичной колодки.

     Тормозные  накладки должны иметь коэффициент  трения    = 0,3…0,35, мало зависящие  от скорости скольжения, нагрева  и попадания воды. Они также  должны быть жесткими, прочными, износостойкими и сохранять физические свойства при нагреве до 400  С без выкрашивания, выделения связующих компонентов и обугливания.

     Тормозные  накладки выполняют формованными  из коротковолокнистого асбеста,  наполнителей (оксид цинка, железный  сурик и др.) и связующих (синтетические смолы, каучук и их комбинации).

     Применяют  также безасбестовые тормозные  накладки, которые экологичны, так  как при их работе не образуется  вредной  асбестовой пыли. Фрикционные  накладки прикрепляют к тормозным  колодкам заклепками или приклеивают (на легковых автомобилях).

      Работа трения. Наиболее слабым элементом тормозного механизма, подвергающимся быстрому изнашиванию, является тормозная накладка.

     Изнашивание  тормозной накладки зависит от  удельной работы трения, т.е. работы  трения, приходящейся на единицу поверхности накладки.

      Удельная работа трения qуд зависит от начальной скорости торможения, при которой вся кинетическая энергия автомобиля поглощается работой трения в тормозных механизмах:

                            

где А = mav /2 – кинетическая энергия автомобиля массой ma при максимальной скорости V начала торможения; Fнак – суммарная площадь поверхности накладок тормозных механизмов всех колес автомобиля.

    Средние значения удельной работы трения составляют 1…2 кДж/см для легковых автомобилей (большие значения для дисковых тормозных механизмов) и 0,6…0,8 кДж/см  для грузовых автомобилей и автобусов.

    От  удельной работы трения зависит также нагрев деталей тормозного механизма (барабана, диска, накладок). Поэтому для уменьшения удельной работы необходимо увеличить площадь тормозных накладок и соответственно ширину и диаметр тормозных дисков. В результате увеличения поверхностей охлаждения возрастает и эффективность торможения.

    Нагрев  барабана или диска. При торможении выделяется теплота, которая нагревает тормозной диск и накладки. И чем выше температура накладки при торможении, тем больше ее изнашивание.

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

                             

где mк – масса автомобиля, приходящаяся на тормозящее колесо; mб – масса тормозного барабана; с = 500 Дж/(кгК) – удельная теплоемкость чугуна или стали.

       Нагрев тормозного барабана или  диска за одно торможение не  должен превышать 20  С. Процесс одного торможения представляет собой кратковременное интенсивное торможение и является быстротечным. Поэтому принято считать, что рассеивание теплоты в окружающую среду незначительно.

        В случае затяжного неинтенсивного торможения часть теплоты будет рассеиваться в окружающую среду и нагрев тормозного барабана или диска будет меньшим, чем за одно торможение. В этом случае определяется нагрев для скоростей начала торможения v = 30 км/ч и максимальной vmax. При v = 30 км/ч температура нагрева не должна превышать 15  С, а при максимальной скорости она должна быть в пределах 40…60  С.

    Расчет дисковых тормозных механизмов. Тормозной момент на дисковом тормозе определяется:

                       

    где    - коэффициент трения тормозных накладок по диску; N – суммарная сила давления накладок на диск; rср – средний радиус приложения сил трения; Z – число поверхностей трения.

    При расчетном коэффициенте трения     = 0,35 и Z = 2, коэффициент эффективности Кэ = 0,35. Из этого можно заключить, что дисковый тормозной механизм обладает небольшой эффективностью по сравнению с другими тормозными механизмами. Основным преимуществом дискового тормозного механизма является его хорошая стабильность, что отражено в статической характеристике, которая имеет линейный характер (рис. 10,б).

    

 В настоящее время стабильности отдается предпочтение перед эффективностью, так как необходимый тормозной момент можно получить увеличением приводных сил в результате применения рабочих цилиндров большего диаметра. Сила давления накладок на диск (см. рис. 10,а)

                        

где q – удельное давление на тормозную накладку; Fтр – площадь фактического соприкосновения секторов тормозных накладок с диском; р – давление жидкости в системе; dцi – диаметр тормозного цилиндра скобы.

       Средний радиус трения rср в зависимости от наружного rн и внутреннего rвн радиусов при равномерном распределении удельного давления по ширине накладки может быть найден без существенных погрешностей по формуле rср = (rн – rвн)/2.

       Формулы справедливы при узкой  рабочей части накладок, так как  при значительной ширине накладок вследствие значительной разницы относительных скоростей скольжения в точках с разным радиусом может наблюдаться неравномерный износ накладок. Тормозной момент дискового тормоза зависит от положения центра  давления фрикционных накладок и, в частности, от его перемещения из-за износа накладок. Влияние изменения положения центра давления при износе на тормозной момент невелико(1-1,5%) и может не учитываться при расчетах.

       Положение скобы (верхнее или  нижнее) относительно центра колеса  влияет на вертикальные и горизонтальные  нагрузки на подшипники колеса  при торможении (рис. 10, б и в). Нагрузки

                                                     (1) и (2)  

       Из уравнений (1) и (2)  видно,  что при торможении вертикальные  и горизонтальные нагрузки на  подшипники могут так возрастать, так и уменьшаться. Очевидно, применение  двух диаметрально расположенных  скоб сведет влияние тормозной силы к нулю и подшипники можно рассчитывать только на воздействие вертикальной нагрузки RG и тормозной силы Pт.

        Тормоз закрытого типа в большинстве  случаев многодисковый с воздушным  охлаждением оребренного корпуса  или с применением специальной  водяной рубашки охлаждения. Многодисковые тормозные механизмы выполняются без серводействия и с серводействием за счет клинового или шарикового разжимных устройств. Шарики или клин перемещаются по наклонным плоскостям дисков, раздвигая их и заставляя прижиматься накладками к корпусу. Вследствие этого происходит усиление торможения (серводействие). Тормоз хорошо защищен от попадания воды и грязи и может быть легко герметизирован.

       Дисковый тормоз с полным охватом  и с вращающимся оребренным  корпусом является лучшим в тепловом отношении, так как его поверхность теплоотдачи значительно больше, чем у дисковых со скобой, у которых вращающий диск обязательно должен быть гладким.

      Тормоз с вращающимся корпусом 2 (см. рис. 11) имеет две пары трущихся поверхностей и несколько шариков в лунках. Диск 1 имеет упор. Пусть силы, сжимающие поверхности трения, равны R1 и R2. Тогда соответствующие моменты трения будут    rсрR1 и    rсрR2 (здесь rср средний радиус поверхностей трения). Оба момента передаются на корпус через упор, поэтому реакция упора

                                                                   (3)

где r – расстояние до упора от оси тормоза.

       Условия равновесия диска 2:

   (4)

где rц, rш – расстояния от оси вращения до осей соответственно рабочего цилиндра 3 и оси шарика 7. 

        Отсюда суммарная сила давления  накладок на диск

                                                      (5)

        Условия равновесия диска 1:

   (6)

где     - коэффициент трения между выступами  диска и корпуса.

        Подставляя в уравнение (6) вместо Ncosa его значение из (4), получаем

                                                                    (7)

       Решая совместно уравнения (3) и (7), а также учитывая, что тормозной  момент Мт = (R1 + R2)  rср, имеем

       Подставив значение R1,в уравнение (5), получим силу P, необходимую для включения тормоза (при одном рабочем цилиндре iц):

        

      Средние удельные давления на  поверхностях трения

    

       

    Гидравлический  тормозной привод. При служебном торможении автомобиля давление в гидроприводе составляет 4…6 МПа, а при экстренном торможении – может достигать большего значения.

    

    Для гидропривода без усилителя давление жидкости при экстренном торможении (рис. 12):

    

где Рр.ц – усилие, создаваемое рабочим цилиндром на тормозных колодках; dр.ц. – диаметр рабочего тормозного цилиндра. Допускаемое давление в гидроприводе [рж] = 6…8 МПа.