Анализ конструкции и методика расчета автомобиля ВАЗ-2108 (стр. 9 из 11)

Барабанные тормозные механизмы.

Рассмотрим силы, действующие на колодку барабанного тормозного механизма (рис. 29, а).

Рисунок 29. Схема сил, действующих на колодку барабанного тормозного механизма, и характеристика

Колодка прижимается к тормозному барабану под действием силы Р_τ. При вращении барабана по направлению, указанному стрелкой, между барабаном и накладкой колодки возникают силы взаимодействия. Выделим элементарную нормальную силу dР_nи элементарную касательную силу dР_τ.

Элементарная нормальная сила

dР_n = μ dF = pbr_бdβ,

где р — давление на накладки; dF— элементарная площадка накладки; b— ширина накладки; r_б — радиус барабана; β — угловая координата элементарной площадки.

Элементарная касательная сила (сила трения)

dР_τ = μ dР_n = μ pbr_бdβ

Тормозной момент, создаваемый колодкой,

.

Чтобы проинтегрировать это выражение, необходимо знать, как изменяется давление по длине накладки. При расчетах обычно принимают равномерное распределение давления или распределение по синусоидальному закону р= p_maxsinβ (возможно применение и других законов изменения давления).

При равномерном распределении давления M_тр = μbr_б²pβ₀ (β₀ = β₂ — β₁— угол охвата накладки), а при распределении по синусоидальному закону

M_тр = μbr_б²p (cos β₁ — cos β₂).

С достаточной для практических целей точностью можно принять распределение давления по длине накладки равномерным. Это допущение используется далее при сравнительной оценке различных схем тормозных механизмов.

Как видно из схемы, равнодействующая сил трения (условная)

приложена на радиусе ρ, который зависит от угла β₀ = = 90...120°. При расчетах тормозного момента равнодействующую сил трения обычно приводят к радиусу тормозного барабана, что позволяет использовать упрощенные формулы. С этой целью вводят коэффициент k₀, который можно определить, приравняв момент трения и колодках M_тр= ρ расчетному моменту трения M_тр= = Р_τ r_б, тогда

M_тр=

ρ = Р_τ r_б,

где Р_τ — сила трения, действующая в колодку на плече r_б.Отсюда

k₀ = r_б / ρ =

/ Р_τ =

/ P_n;

= k₀P_n

Коэффициент k₀может быть найден по графику рисунок.

Тормозной механизм с равными приводными силами и односторонним расположением опор— схема сил, действующих на колодки, и статическая характеристика показаны на рисунке 30.

На схеме Р' = Р" = Р— приводные силы; Р'_n, Р"_n— равнодействующие нормальных сил, действующих со стороны тормозного барабана на колодки; P'_τ, P"_τ — силы трения, действующие на колодки; R'_x, R''_x, R'_y, R''_y — реакции опор.

Рисунок 30. Схема тормозного механизма с равными приводными силами и односторонним расположением опор и его статическая характеристика

Для активной колодки сумма моментов сил относительно точки опоры колодки

Ph + P'_τr_б — k₀P'_n a = 0.

Принимая во внимание, что P'_τ = μP'_n, подставим значение P'_nв уравнение моментов и решим его относительно P'_τ:

.

Момент трения, создаваемый активной колодкой,

.

При k₀a = μ r_б, М_тр = ∞ тормозной механизм заклинивается.

Для пассивной колодки сумма моментов сил относительно точки опоры колодки,

Ph — P''_τr_б — k₀P''_n a = 0.

Момент трения, создаваемый пассивной колодкой,

.

Тормозной момент, создаваемый обеими колодками,

.

Реакции опор:

активной колодки:

R'_y = P'_τ; R'_x = P'_n— P,

где P'_n = P'_τ / μ = Ph / (k₀a — μ r_б);

пассивной колодки:

R''_y = P''_τ; R''_x = P''_n— P,

гдеP''_n = Ph / (k₀a + μr_б).

В дальнейшем для сравнительной оценки различных схем тормозных механизмов введем упрощения — будем считать a ≈ r_б;k₀ = 1; μ = 0,35. Оценить тормозной механизм можно по следующим параметрам:

отношению тормозных моментов, создаваемых активной и пассивной колодками,

М'_тр / М''_тр = (k₀a + μr_б) / (k₀a — μr_б);

или, приняв указанные выше упрощения,

М'_тр / М''_тр = (1 + μ) / (1 — μ) = 1,35 / 0,65 ≈ 2

При принятых упрощениях активная колодка обеспечивает примерно в 2 раза больший тормозной момент по сравнению с пассивной, что приводит к ускоренному ее изнашиванию. Возможно применение ступенчатых цилиндров, в которых поршень большего цилиндра воздействует на пассивную колодку, но при этом неоправданно усложняется конструкция; причем:

коэффициент тормозной эффективности (при тех же упрощениях)

К_э = 2 μ /(1 — μ ²) = 0,8;

тормозная эффективность одинакова независимо от направления движения;

статическая характеристика тормозного механизма нелинейна, что свидетельствует о недостаточной стабильности;

в результате неуравновешенности P'_n ≠ P''_n и P'_τ ≠ P''_τ, при торможении на подшипники ступицы колеса действует дополнительная нагрузка.

Схема тормозного привода автомобилей ВАЗ-2108 представлена на рисунке 31.Здесь применен главный тормозной цилиндр типа «Тандем», в котором имеются две секции с автономным питанием тормозной жидкостью. Передняя секция связана трубопроводом с задним тормозным контуром, а задняя — с передним контуром.

Рисунок 31. Схема двухконтурного тормозного гидропривода автомобиля ВАЗ-21008

Если не учитывать трения, реакции клапанов и усилия пружин, то уравнение равновесия реактивной шайбы примет вид

p_жF₄ — P_пед u_пед — (p_Б — p_А) F₃ = 0, (1)

где p_ж — давление тормозной жидкости в главном цилиндре; F₄ — площадь поршня гидроцилиндра; p_Аи p_Б — давление в полостях соответственно А и Б; F₃— активная площадь поршня.

С достаточным приближением можем считать, что давление р₀ во всех точках Реактивной шайбы одинаково.

Тогда

p_жF₄ = p₀F₂; (2)

P_пед u_пед = p₀F₁, (3)

где F₁ и F₂ — торцовые площади соотвественно плунжера и реактивной шайбы.

Определим из этих уравнений усилие на штоке

(p_Б — p_А) F₃= p₀ (F₂ — F₁). (4)

Подставим полученное значение в уравнение (1):

(p_Б — p_А) F₃= P_пед u_пед (F₂ — F₁) / F₁. (5)

Из этого уравнения видно, что усилие, создаваемое усилителем, прямо пропорционально усилию на педали.

Разделив обе части уравнения (6) на P_пед u_пед, получим значение коэффициента усиления

К_у = (p_Б — p_А) F₃ / (P_пед u_пед) = (F₂ — F₁) / F₁.