Материал: 3-Разработка ВУ

Рисунок 3.6 – Вакуумный усилитель в сборе с главным тормозным цилиндром автомобиля ГАЗ-2705: 1 – корпус главного тормозного цилиндра; 2 – первый поршень; 3 – штуцер; 4 – трубка; 5 – бачёк; 6 – крышка бачка; 7 – манжета;

8 – пружина; 9 – стопорное кольцо; 10 – крышка корпуса усилителя;

11 – поршень усилителя; 12 – соединитель; 13 – поршень усилителя;

14 – диафрагма; 15 – манжета; 16 – стопорное кольцо; 17 – воздушный фильтр;

18 – клапан; 19 – толкатель; 20 – диафрагма; 21 – манжета;

22 – корпус вакуумного усилителя; 23 – поршень усилителя; 24 – толкатель;

25 – упорная вставка; 26, 27 – манжеты; 28 – обратный клапан;

29 – корпус обратного клапана; 30 – стопорное кольцо; 31 – вторичный поршень; 32 – толкатель; 33 – манжета; 34 – стопорное кольцо

Главный тормозной цилиндр (рисунок 3.6) с двумя последовательно расположенными поршнями 18 и 33 и двухсекционным бачком 5 для тормозной жидкости крепится к крышке вакуумного усилителя двумя гайками с пружинными шайбами.

Главный тормозной цилиндр создаёт давление в двух независимых гидравлических контурах.

Как уже говорилось ранее новым элементом, включённым в данную схему (рисунок 3.5) является сигнализатор разности давлений в контурах 2. Он состоит из корпуса 5 (рисунок 3.7) в котором находится свободно перемещающийся поршень 6 уплотненный резиновыми кольцами (по обеим концам поршня имеются штырьки). С двух сторон канал поршня заглушен заглушками в которые вкручены датчики, работающие на контакт 7 (при соприкосновении со штырьками).

В случае выхода из строя одного из контуров раздельного привода (при уменьшении уровня тормозной жидкости во время утечек) под действием разности давлении при первом же нажатии на педаль тормоза поршень перемешается в ту сторону, где меньше давление и касается датчика 7, на щитке приборов зажигалась лампа 8 неисправного контура, которая сигнализирует о падении давления.

Рисунок 3.7 – Кинематическая схема усилителя с сигнализатором разности давлений в контурах: 1 – рычаги привода; 2 – вакуумный усилитель;

3 – главный тормозной цилиндр; 4 – лампа уровня тормозной жидкости;

5 – корпус сигнализатора; 6 – поршень; 7 – датчик давления; 8 – сигнальная лампа; 9 - трубопроводы

При сильном нажатии на педаль тормоза в гидравлической системе создаётся давление до 5,0 МПа, поэтому резкое снижение давления при нажатии на педаль уловят датчики 7, сигнальная лампа одного из контуров 8 загорит. Это будет означать о неисправности того или иного контура.

3.4 Разработка кинематической схемы сигнализатора разности давлений в контурах

Кинематическую схему разрабатываемого сигнализатора можно представить в виде рисунка 3.8.

Рисунок 3.8 – Кинематическая схема сигнализатора разности давлений в контурах: 1 – корпус сигнализатора; 2 – поршень; 3 – заглушка; 4 – датчик;

5 – сигнальная лампа; 6 – штуцер; 7 – трубопровод; 8 – уплотнительное кольцо

Крепится данный сигнализатор при помощи специального крепления на болты М6х1,0-g6.

Устанавливается данный сигнализатор довольно просто. После установки необходимо долить тормозную жидкость (DОТ 4) и прокачать оба контура тормозной системы.

Принцип работы данного сигнализатора описан позже.

Для контроля гидравлической тормозной системы на автомобилях устанавливаются различные сигнализаторы, показывающие падение давления в одном контуре тормозной системы или критическое снижение уровня тормозной жидкости. Сигнализатор, примененный на автомобилях категории М₁, состоит из корпуса, поршня с уплотнительными резиновыми кольцами и датчиков контрольной лампы. В случае выхода из строя одного из контуров раздельного привода под действием разности давления при первом же нажатии на педаль тормоза поршень перемещаются в сторону меньшего давления и контакты замыкаются. На щитке приборов при этом загорается красная контрольная лампочка того из контуров к которому подошёл поршень.

Сигнализаторы бывают различными. Одна из обозреваемых конструкций включала в себя два поршня, а не один и одну лампочку. Мы её несколько модернизировали и на рисунке 3.8 представили её кинематическую схему.

Разработанная нами конструкция сигнализатора имеет следующие основные преимущества:

- простота конструкции;

- надёжность в работе;

- долговечность работы;

- простота в обслуживании;

- дешевизна в обслуживании;

- дешевизна в изготовлении и установке.

Перечисленный список достоинств говорит о том, данный сигнализатор необходим для автомобиля категории М₁.

3.5 Расчет тормозного механизма

Для оценки конструктивных схем тормозных механизмов служит коэффициент тормозной эффективности [16]. Это состояние тормозного момента, создаваемого тормозным механизмом к условному приводному моменту:

К_э = М_тор/(Р · r_тр), (3.1)

где М_тор – тормозной момент, Н м;

Р – сумма приводных сил, Н;

r_тр – радиус приложения результирующих сил трения.

Параметры по которым оценивают совокупность тормозных механизмов рабочей тормозной системы и тормозные механизмы отдельно [16]

- удельная нагрузка на тормозные накладки;

- удельная работа трения.

Удельная нагрузка на тормозные накладки

Р_mах = G₀/F_нак 3.2

где F_нак – суммарная площадь тормозных накладок рабочей

системы, F_нак = 280,0 см² [15];

G₀ – вес автомобиля, G₀ = 17900,0 Н [15].

Р_mах = 17900,0/280,0 = 63,9 Н/см².

Среднее значение удельной нагрузки, по статистическим данным, составляет для легковых автомобилей 40…80 Н/см², для грузовых автомобилей 80…100 Н/см², для автобусов 100…140 Н/см² [16].

Эти данные относятся к автомобилям с дисковыми тормозными механизмами. Для автомобилей с барабанными тормозными механизмами эти нагрузки соответственно ниже.

Удельная работа трения:

g_о = А/F_mах, 3.3

где А = m₀ V²/2 – кинетическая энергия автомобиля при

максимальной скорости начала торможения, считая,

что она полностью поглощается тормозными механизмами.

g_о = (1,79 · 60²/2)/1500,0 = 2,14 Дж/см².

Среднее значение удельной работы: для легковых автомобилей – 1…2 Дж/см² (большее значение для дисковых тормозных механизмов). Для грузовых автомобилей и автобусов – 0,6….0,8 Дж/см².

От удельной работы зависит износ и нагрев элементов тормозного механизма тормозного барабана (диска) и тормозных накладок.

Для уменьшения удельной работы необходимо увеличить площадь тормозных накладок и соответственно ширину тормозных барабанов и их диаметр.

При увеличении размеров тормозного барабана идет увеличение поверхности охлаждения, что благоприятно сказывается на режиме торможения. Этим объясняется в последнее время тенденция увеличения размера колес автомобилей (особенно легковых) для возможности размещения тормозных барабанов увеличенного размера [16].

Нагрев тормозного диска (барабана) за одно торможение:

Т = m₀ V²/2 m_д С, 3.4

где m₀ – масса автомобиля, приходящаяся на тормозящее колесо,

m_д – масса тормозного барабана,

С500 Дж/(кг К) – удельная теплоемкость чугуна или стали.

Т = 440 ∙ 30²/2 ∙ 3,15 ∙ 500,0 = 125,70 ⁰С.

По требованиям к тормозным механизмам нагрев тормозного диска за одно торможение не должен превышать 200⁰С (условие выполняется).

К факторам, от которых зависит энерго- и термонагруженность дисковых тормозных механизмов, относятся также размеры шин, ободьев, расстояние между ободом и поверхностью охлаждения тормозного механизма, дорожный просвет под днищем автомобиля, передние и задние углы свеса.

Если все эти факторы оптимизировать, то по данным ЦНИАП НАМИ, термонагруженность тормозных механизмов может быть снижена на 15…30%.

Таким образом, проведенные исследования и анализ развития современных конструкций автомобилей позволяют сделать ряд практических выводов [16]

- для снижения энерго- и термонагруженности тормозного механизма отношение его площади поверхности охлаждения и произведению массы и удельной теплопроводности должно находится в определенных пределах;

- специальные грязезащитные щитки с воздухозаборниками являются самым эффективным средством снижения температуры тормозных механизмов;

- в переднем фартуке автомобиля следует предусматривать щели, направляющие набегающий поток воздуха к тормозам;

- диски колес и их декоративные колпаки нужно делать вентилируемыми.

3.6 Расчёт гидравлического привода

Скорость перемещения поршня тормозного цилиндра определяем по формуле:

, (3.5)

где l – ход поршня, l = 25,0 мм [15];

t – время срабатывания тормозов, t = 1,0 сек [16].

мм/сек = 0,025 м/сек.

Рисунок 3.9 – Схема гидропривода

Выходную мощность гидропривода определяем по формуле:

(3.6)

где F_шт – усилие на штоке, F_шт = 100000,0 H [16].

P_г = 100000,0  0,025 = 2500 H  м/сек = 2500 Вт.

Расчетную выходную мощность гидропривода определяем по формуле:

, (3.7)

где К_зу – коэффициент, учитывающий потери давления на трение и

инерционные силы (К_зу = 1,15…1,25) [16];

К_зс – коэффициент запаса по скорости, учитывающий утечки в

соединениях и уменьшение подачи гидронасоса

(К_зу = 1,2…1,4) [16].

P_гр = 1,20  1,30  2500 = 3900 Вт = 3,9 кВт.

В зависимости от полученного значения расчетной выходной мощности гидропровода выбираем номинальное значение давления в гидросистеме.

По численному значению P_гр = 3,9 кВт принимаем номинальное P_ном = 10,0 МПа [16].

П олезную площадь цилиндра определяем по формуле:

(3.8)

Диаметр цилиндра определяем по формуле:

(3.9)

Принимаем диаметр цилиндра равный: 20,0 мм.

Диаметр штока выбираем с учетом следующих значений:

F_шт = 0,10 МН; Р_ном = 10,0 МПа.

Принимаем: D_шт = 10 мм.

Максимальное рабочее давление определяем по формуле:

P_max = (1,10…1,15)  P_ном. (3.10)

P_max = (1,10…1,15) ∙ 10 = 11…11,5 МПа.

Принимаем P_max = 11,0 МПа.

Толщину стенки трубопровода для подачи тормозной жидкости определяем по формуле:

_т = P_max  d_вн/(2  []_р), (3.11)

где []_р – допускаемое напряжение растяжения, МПа.

Принимаем []_р = 200,0 МПа [16].

_т = 11  0,008/(2  200,0) = 0,0022 м.

Полученное значение округляем до ближайшего целого из ряда размеров.

Принимаем _т = 0,0025 м.

Наружный диаметр трубопровода для подачи тормозной жидкости определяем по формуле:

d_н = d_вн + 2  _т. (3.12)

d_н = 0,008 + 2  0,0025 = 0,013 м.

Динамическую вязкость рабочего вещества (тела) определяем по формуле:

 = V  , (3.13)

где V – кинематическая вязкость, м²/с [16];

 – плотность, кг/м³ [16].

В качестве рабочего вещества принимаем тормозную жидкость. Для расчета динамической вязкости рабочего вещества (тела) принимаем:

V = 82  10^-6 м²/сек.;

 = 890 кг/м³;

 = 82  10^-6  890 = 0,073 кг/(мс) = 0,073 Па/с.

В связи с тем, что при расчетах большинство параметров согласовывалось с номинальным рядом, проводят проверочный расчет гидропривода и, в первую очередь, устанавливают вид движения жидкости.

Коэффициент полезного действия гидропривода определяем по формуле:

_о = _он  _ку  _огц. (3.14)

Принимаем: _он = 0,94; _ку = 0,98; _огц. = 0,99 [16].

_о = 0,94  0,98  0,99 = 0,91.

Гидравлический коэффициент полезного действия определяем по формуле:

_г = (Р_ном – Р) / Р_ном. (3.15)

_г = (10 – 0,347)/10 = 0,98.

Механический коэффициент полезного действия.

Принимаем _мех = 0,94.

Определяем общий коэффициент полезного действия:

_общ = _о  _г  _мех. (3.16)

_общ = 0,91  0,98  0,94 = 0,84.