Материал: Барабанні гальмівні механізми автотранспортних засобів

де L - база машини; x₁- коефіцієнт, що характеризує зменшення коефіцієнта  внаслідок блокування коліс.

Для згаданої вище колісної дорожньої машини при  одержуємо  тобто  Таким чином, для деяких машин можлива ситуація, при якій цей метод вибору  також не забезпечить нормативного сповільнення, особливо при зростанні останнього.

Слід зазначити, що розглянуті методи вибору необхідних значень  не враховують реальну параметричну надійність елементів гальмової системи і пов’язану з нею можливість зменшення ефективності гальмових механізмів.

Нижче наведена запропонована нами методика для визначення максимальних гальмівних моментів, яку можна використати і для інших мобільних машин.

На підставі проведеного аналізу досліджувану задачу можна сформулювати таким чином: одержати універсальні аналітичні залежності для розрахунку необхідних значень максимальних гальмівних моментів на передніх та задніх колесах з умови забезпечення заданого нормативного сповільнення та необхідного розподілу сумарної гальмівної сили з врахуванням реальної параметричної надійності елементів гальмової системи.

Такі залежності можна подати у вигляді:

                                              (2.32)

                                             (2.33)

де M i L - відповідно маса і база машини;  - розрахункове значення питомої гальмівної сили.

Якщо нормативне сповільнення j_н задовольняє умові

 ,                                                              (2.34)

то                                                                      (2.35)

де  - коефіцієнт запасу ефективності.

Якщо ж умова (3.34) не виконується, то

                                                (2.36)

Максимального значення сповільнення можна досягнути, якщо у формулах (2.32) і (2.33) покласти

                                              (2.37)

На підставі експериментальних досліджень коефіцієнтів варіації передатних коефіцієнтів елементів гальмової системи встановлено [15], що середнє значення коефіцієнта  для пневматичного привода складає 1,16, а для гідравлічного - 1,13.

З метою запобігання перевантаження задніх гальмових механізмів при реалізації розрахункового моменту, визначеного за формулою (2.33), необхідно після блокування задніх коліс обмежувати подальше зростання тиску робочого тіла у силових пристроях задніх гальмових механізмів.

На рис. 2.4 наведена розрахункова залежність гальмівного моменту М_г від тиску в камері Р_К, яка одержана за формулою (2.27) для барабанного гальмового механізму з плаваючими колодками (r_б=0,205 м; с=0,169 м; =0,3 м; d=0,076 м; g=112⁰; a₁=123⁰; a_о=3⁰; l=27⁰; n=90⁰; f=0,18).

Рисунок 2.4 - Функціональна характеристика барабанного гальмового механізму з плаваючими колодками

Співставлення розрахункової залежності М_г(Р_К) з наведеною в літературі експериментальною показало, що найбільше відхилення між розрахунковим та експериментальним гальмівними моментами при тиску повітря 0,6 МПа склало 9%, що слід вважати задовільним.

Прийнятий синусоїдальний закон формується у період припрацювання накладок і добре відтворює реальні процеси при малих приводних зусиллях. Зі збільшенням останніх цей закон змінюється (рівномірний, косинусоїдальний), що впливає (за розрахунками несуттєво) на величину гальмівного моменту. Реальний же закон розподілу тиску, як вже зазначалося, не є детермінованим.

Для проведення ефективних розрахунків та моделювання гальмувань, які супроводжуються генеруванням на поверхнях тертя значної кількості тепла, а також гальмувань з високих швидкостей необхідно знати не тільки номінальну величину коефіцієнта тертя, але і його чутливість до найбільш характерних дестабілізуючих факторів - температури Т, швидкості ковзання Vф та тиску Рф у контакті гальмової накладки з барабаном. З цією метою введені поняття фрикційна характеристика гальмового механізму та фрикційна характеристика пари тертя [16].

Фрикційною характеристикою гальмового механізму називається трифакторна залежність еквівалентного коефіцієнта тертя m_е фрикційної пари гальмового механізму від температури, швидкості ковзання та тиску у контакті, тобто m_е = f(Т, V_ф, Р_ф), а фрикційною характеристикою пари тертя - відповідно залежність фізичного коефіцієнта тертя m фрикційної пари від тих же чинників, тобто m = f(Т, V_ф, Р_ф). Фрикційну характеристику пари тертя доцільно використовувати при оцінці та підборі фрикційних матеріалів, в той час як фрикційна характеристика гальмового механізму, крім властивостей фрикційних матеріалів, враховує також особливості робочого процесу гальмового механізму.

Для побудови згаданих характеристик використовуємо метод математичного планування експерименту, за допомогою якого оброблюємо експериментальні дані. Зокрема, були побудовані фрикційні характеристики пар тертя в складі барабана, яким комплектується гальмовий механізм з клиновим розтиском колодок, та зразків азбофрикційних накладок шифрів DON-262 і DON-280. Так, фрикційна характеристика пари тертя в складі згаданого гальмового барабану та зразка фрикційного матеріалу шифру DON-262, одержана з використанням ортогонального плану , має вигляд (відповідно для кодованих та натуральних змінних):

де         .

        (2.38)

Графічна інтерпретація фрикційної характеристики для цієї пари тертя наведена на рис. 2.5.

Рисунок 2.5 - Фрикційна характеристика пари тертя гальмовий барабан - фрикційний матеріал шифру DON-262: 1 - Р_ф=0,3 МПа; 2 - Р_ф=1,05 МПа; 3 - Рф=1,8 МПа

Як видно з рис. 2.5, фрикційні накладки, виконані з даного матеріалу, забезпечують дуже нестабільний коефіцієнт тертя m, який може змінюватися від 0,27 до 0,58, тобто більше, ніж у 2 рази.

При побудові фрикційної характеристики гальмового механізму еквівалентний коефіцієнт тертя розраховується на основі виміряних значень гальмівного моменту та приводного зусилля. Як приклад, наведемо фрикційну характеристику гальмового механізму з накладками шифру DON-280 (відповідно для кодованих та натуральних змінних):

де      

На рис. 2.6 наведений графічний варіант фрикційної характеристики гальмового механізму (2.39) з виділенням трьох рівнів тиску, яка дозволяє визначити дійсне значення еквівалентного коефіцієнту тертя при довільних комбінаціях температури та швидкості ковзання і виділених рівнях тиску у контакті.

Аналіз фрикційної характеристики гальмового механізму (рис. 2.6) свідчить про те, що даний фрикційний матеріал дещо стабільніший у порівнянні з попереднім (коефіцієнт тертя m змінюється від 0,19 до 0, 33, тобто менше, ніж у два рази). Тим не менше, така зміна коефіцієнту тертя призводить до суттєвої зміни гальмівного моменту, що видно з рис. 3.7. Це свідчить про недоцільність застосування згаданих фрикційних матеріалів в барабанному гальмовому механізмі і про необхідність застосування металокерамічних фрикційних матеріалів, які мають значно стабільніший коефіцієнт тертя, що змінюється не більше, ніж на 20-30%.

Рисунок 2.6 - Фрикційна характеристика барабанного гальмового механізму: 1 - Р_ф=1 МПа; 2 - Р_ф=2,3 МПа; 3 - Р_ф=3,6 МПа

Рисунок 2.7 - Функціональна характеристика барабанного гальмового механізму: 1- (m = m_min); 2 - (m = m_max)

Використання фрикційних характеристик пар тертя в формулах для функціонального розрахунку гальмових механізмів забезпечує врахування впливу експлуатаційних чинників  на величину гальмівного моменту та його зміну в часі, що наближує розрахункові показники процесу гальмування дорожньої машини до їх реальних значень.

Висновки до розділу 2

1. Аналіз тенденцій розвитку і застосування гальмових механізмів на колісних дорожніх машинах маса яких більша 5 т, переважне застосування знаходять барабанні гальмові механізми.

. Обробленням експериментальних даних з’ясовано, що закон розподілу тиску між накладкою і барабаном близький до синусоїдального, що і покладено в основу виведення розрахункової формули.

3. Запропонована методика та математична модель уточненого функціонального розрахунку барабанних гальмових механізмів, яка відрізняється універсальністю з точки зору її придатності для розрахунку різних типів гальмових механізмів при збільшеній кількості врахованих параметрів.

. Розроблена методика визначення необхідних значень максимальних гальмових моментів на передніх та задніх колесах з умови забезпечення нормативного сповільнення, необхідного розподілу гальмівних сил та з врахуванням реальної параметричної надійності елементів гальмової системи.

. Запропоновано концепцію та методи одержання фрикційних характеристик гальмових механізмів та їх пар тертя у вигляді трифакторних аналітичних та просторових графічних залежностей відповідно еквівалентного та фізичного коефіцієнтів тертя від температури, швидкості ковзання та тиску у фрикційній парі.

Розділ 3. Оптимізація барабанних гальмових механізмів колісних дорожніх машин

Одержані у розділі 3 математичні моделі для функціонального розрахунку БГМ використаємо для їх оптимального синтезу. Оскільки гальмові механізми - це підсистема у складі системи “гальмуюча колісна дорожня машина”, то їх оптимізацію необхідно здійснювати за локальними критеріями ефективності, узгодженими з глобальним критерієм ефективності системи. Аналіз показав, що із комплексу критеріїв ефективності гальмового механізму найважливішим критерієм, який повністю узгоджується з критерієм ефективності системи в цілому, є коефіцієнт ефективності гальмового механізму.

Одним із можливих шляхів підвищення ефективності БГМ при незмінних габаритних обмеженнях є перехід до схеми механізму з великим самопідсиленням. Але цей шлях має суттєвий недолік, бо такі гальмові механізми дуже чутливі до зміни коефіцієнту тертя у фрикційній парі, тобто мають нестабільні функціональні характеристики. З огляду на це дослідимо можливість підвищення коефіцієнта ефективності гальмового механізму не за рахунок зміни його схеми, а за рахунок оптимального вибору параметрів при незмінній конструктивній схемі. Підвищення ефективності гальмового механізму без збільшення його габаритів здешевлює конструкцію і, в кінцевому підсумку, зменшує вартість гальмового керування.

Нижче викладена методика параметричної оптимізації гальмового механізму на прикладі БГМ з колодками, що мають два ступені вільності (з плаваючими колодками) [7]. Ці гальмові механізми знаходять застосування на колісних дорожніх машинах різних мас. Приводне зусилля у випадку пневматичного гальмового приводу створюється за допомогою клинового розтискного пристрою. Важливими перевагами гальмових механізмів з плаваючими колодками є більша стабільність, зумовлена ефектом саморегулювання [3], та менший гістерезис при застосуванні клинового розтискного пристрою, що важливо для ефективного функціонування антиблокувальної системи.

У досить поширеному на практиці гальмовому механізмі з клиновим розтиском і двома плаваючими самопритискними (активними) колодками із-за ідентичності останніх в якості критерію ефективності (функції мети) досить розглянути коефіцієнт ефективності однієї колодки

де М_г - гальмівний момент, що створюється однією колодкою;  - приводна сила;  - радіус гальмового барабана.

У розділі 3 одержана функціональна залежність між коефіцієнтом  та параметрами гальмового механізму, які можна подати у вигляді вектора 10-ти безрозмірних внутрішніх параметрів даного механізму

де  - кут охоплення фрикційної накладки; s - кут несиметричності фрикційної накладки;  - кут між площиною привідного елемента, яка контактує з колодкою, і вектором привідної сили  (див. рис. 2.3);  - кут між площиною, що проходить через осі клинових розтискних пристроїв і віссю Оу, що з’єднує центр барабана з точкою опори колодки;  - кут між віссю Оу і вектором реакції опори колодки;  - коефіцієнт тертя у контакті пари барабан - фрикційна накладка; f - коефіцієнт тертя у контакті площин приводного та опорного елементів з колодкою.

Безрозмірні параметри  і  визначаються з відношень:

                              ,

де r_б - радіус гальмового барабана; h^/ - віддаль між точками контакту колодки з приводними та опорними елементами; с - віддаль від центру барабана до точки контакту колодки з опорним елементом; d - віддаль від точки контакту колодки з приводним елементом до площини, що проходить через осі клинових розтискних пристроїв.

Задачу параметричної оптимізації гальмового механізму сформулюємо так: знайти оптимальний вектор  внутрішніх параметрів гальмового механізму, який забезпечує максимум критерію ефективності і задовольняє системі обмежень. У математичній формі ця задача має такий вигляд: