Материал: Барабанні гальмівні механізми автотранспортних засобів

                                                            (2.1)

де  - радіус поверхні тертя гальмового барабана;  - відповідно елементарні нормальна сила та сила тертя між накладкою і барабаном; b_ф - ширина фрикційної накладки;  - максимальний тиск в контакті барабана з накладкою;  - функція, що характеризує закон розподілу тиску вздовж дуги  накладки.

Рівняння рівноваги колодки ( при ):

    (2.2)

                         (2.3)

                         (2.4)

де Р_гк - приводна сила на гальмовій колодці;  - коефіцієнт тертя між колодкою та опорним і розтискним штовхачами.

          В цих виразах і надалі при наявності подвійного знака верхній стосується самопритискної колодки, а нижній - самовідтискної (використання цих термінів [3] взамін термінів “притискна” та “відтискна” колодки, обґрунтовується тим, що під дією елементів приводу обидві колодки притискаються до барабану, тобто вони обидві є “притискними”, але завдяки силам тертя між накладками і барабаном, одна з них ще додатково “самопритискається”, а друга - “самовідтискається” від барабана).

          При синусоїдальному законі розподілу тиску функція  відповідно для колодок з одним та двома ступенями вільності запишеться так:

                                                                       (2.5)

                                                              (2.6)

де _m - кут між віссю  та віссю максимального тиску.

Після інтегрування виразів (2.1) і (2.2) з врахуванням (2.6) та їх сумісного розв’язку, одержуємо

                                                                    (2.7)

де  - коефіцієнт ефективності гальмової колодки

                                                         (2.8)

В цій формулі:

                                  (2.9)

                                (2.10)

                                (2.11)

Кути охоплення  та несиметричності  визначаються залежностями:

Формулу для кута j_m одержуємо після інтегрування та сумісного розв’язку залежностей (2.3) і (2.4)

              (2.12)

де                                         (2.13)

                                                  (2.14)

                                                                        (2.15)

 (2.16)

Якщо втрати на тертя між штовхачем та напрямною в корпусі розтискного механізму, викликані нахилом опорної поверхні штовхача на кут  врахувати у зведених втратах розтискного механізму, то залежності (2.9) і (2.16) запишуться так:

                       (2.17)

                                                 (2.18)

Аналіз показав, що різниця між розрахунковими значеннями параметрів при користуванні формулами (2.9) і (2.16) чи (2.17) і (2.18) не виходить за межі 2%.

Формули (2.7)-(2.11) справедливі і для гальмових колодок, які мають один ступінь вільності, якщо в (2.10) і (2.11) прийняти ,тобто

                                                           (2.19)

                                                                    (2.20)

Такі ж вирази одержуємо після інтегрування залежностей (2.1) і (2.2) з врахуванням (2.5) та їх сумісного розв’язку. Якщо ж інтегрування згаданих залежностей здійснити при  то одержимо вирази для m_г і n_г у випадку гальмових колодок з одним ступенем вільності при рівномірному законі розподілу тиску вздовж накладки:

                                                                (2.21)

                                                                  (2.22)

Якщо приводна сила на гальмових колодках, що мають один ступінь вільності, створюється за допомогою циліндра, то  а якщо за допомогою розтискного кулачка, то

                                         (2.23)

де h_k1 - віддаль від осі розтискного кулачка до площини, що проходить через осі опор колодки; d_k - плече прикладання приводних сил від кулачка до колодок; f_k - зведений коефіцієнт тертя в системі кулачок - ролик - колодка.

Для спрощення виразів момент тертя між колодкою та опорним пальцем у залежності не вводиться і в подальшому враховується відповідним ККД. Певні силові втрати пов’язані також з подоланням зусилля відтяжних пружин гальмового механізму, зворотної пружини гальмової камери, а також з деформацією її діафрагми ( у випадку пневматичного приводу). Врахувати ці втрати можна ввівши у формулу відповідний коефіцієнт втрат [3], що має певні незручності для подальшого аналізу із-за нелінійності цього коефіцієнта, або ж зручнішим шляхом - через початкову нечутливість за тиском Р₀ яку можна визначити як аналітичним методом [8], так і експериментально. З врахуванням цього можна записати:

                                                                   (2.24)

                                                                    (2.25)

                                                (2.26)

де Q_шт - зусилля на штоці силового пристрою (гальмової камери чи пневмоциліндра); S_ес - ефективна площа силового пристрою;  - ККД, що враховує зменшення номінального значення S_ес (у випадку діафрагмової камери він залежить від характеру защемлення діафрагми і втрат на її деформацію, а у випадку циліндра - від втрат на тертя між ущільненням поршня і циліндра); Р_к - тиск робочого тіла в силовому пристрої; і_р - передатне відношення розтискного пристрою; М_г - гальмівний момент, що створюється гальмовим механізмом;  - коефіцієнт ефективності гальмового механізму, який формується на підставі наведених вище коефіцієнтів ефективності окремих колодок з врахуванням типу гальмового механізму [3];  - KKД, який враховує втрати на тертя в опорах гальмових колодок (для БГМ з клиновим розтиском приймається  оскільки ці втрати враховані в формулах для коефіцієнта );  і  - приводні сили відповідно на самопритискній та на самовідтискній колодках;  і М_Г0 - початкові ординати характеристик відповідно силового пристрою та гальмового механізму.

Після сумісного розв’язку наведених залежностей одержуємо:

                                                                   (2.27)

де                                                             (2.28)

                                                            (2.29)

Методика визначення параметрів і_р та  розглянута в роботі [3].

Для виконання проектного розрахунку гальмового механізму необхідно визначити приводні сили, параметри силового пристрою та тиск робочого тіла, використовуючи формулу (2.26) з підстановкою в неї необхідного значення максимального гальмівного моменту . При визначенні необхідних значень максимальних гальмівних моментів на передніх  та задніх  колесах потрібно забезпечити як нормативне сповільнення  машини, яке залежить від суми вказаних моментів, так і необхідну послідовність блокування коліс, яка впливає на стійкість руху дорожньої машини при гальмуванні і залежить від співвідношення гальмівних моментів (вказане співвідношення визначає величину коефіцієнта зчеплення , причому при  першими блокуються передні, а при  - задні колеса). Існуючі методи визначення необхідних значень гальмівних моментів не завжди задовольняють двом згаданим умовам одночасно.

Комплексну оцінку впливу різних методів визначення гальмівних моментів на реалізоване сповільнення та розподіл гальмівних сил між передніми та задніми колесами [9] будемо проводити за допомогою гальмівної характеристики машини, до складу якої входять залежності осьових та сумарної питомих гальмівних сил від тиску робочого тіла в силових пристроях або від зусилля на гальмовій педалі для трьох фаз процесу гальмування: 1 - без блокування коліс; 2 - з блокуванням коліс одного з мостів; 3 - з блокуванням всіх коліс.

В роботі [10] максимальні значення гальмівних моментів рекомендується визначати з умови зчеплення передніх та задніх коліс з дорогою при нормативному сповільненні . При цьому методі вибране із згаданого діапазону нормативне сповільнення буде забезпечуватись при максимальному тиску робочого тіла в силових пристроях, проте на всьому діапазоні значень коефіцієнта зчеплення коліс з дорогою першими блокуватимуться передні колеса. Через це даний метод може бути застосований лише в частковому випадку, коли  (де  - прискорення вільного падіння) і непридатний для визначення гальмівних моментів при іншому необхідному значенні (для колісних дорожніх машин, згідно з [11, 12], ).

В роботі [13] вибір  і  рекомендується здійснювати з умови забезпечення їх раціонального розподілу між передніми та задніми колесами. При цьому значення  пропонується вибирати в середині діапазону зміни коефіцієнта  з метою підвищення коефіцієнта використання сил зчеплення з дорогою. Максимальне сповільнення, що реалізується у цьому випадку при граничному значенні тиску робочого тіла в силових пристроях, можна розрахувати за формулою

                                                           (2.30)

де  - максимальне значення коефіцієнта зчеплення коліс з дорогою.

Розглянемо дорожню машину з наступними координатами центра мас: =1,2 м; =1,3 м; =1 м. При  і  одержуємо , що (з врахуванням необхідності мати деякий запас по ефективності, про який йтиметься далі) не задовольняє вимоги нормативних документів (5 м/с²), причому в деяких роботах йдеться про необхідність підвищення сповільнення у зв’язку з ростом швидкостей дорожніх машин ( в роботі [14] наголошується на необхідності підвищення максимального сповільнення до 7...9 ).

Таким чином, розглянутий метод для деяких дорожніх машин (особливо, з високим значенням відношення ) не забезпечує досягнення нормативного сповільнення. Для таких машин єдиним резервом для досягнення нормативного сповільнення є збільшення гальмівної сили на передніх колесах при заблокованих задніх. Так пропонується моменти  і  визначити на підставі розрахункового значення коефіцієнта зчеплення . При цьому, як і у попередньому випадку, до початку блокування задніх коліс реалізується сповільнення , але у даному разі існує можливість його росту за рахунок збільшення використання сил зчеплення передніх коліс з дорогою, яке, при максимальному тиску робочого тіла, можна розраховувати за формулою

                                              (2.31)