Анализ конструкции и методика расчета автомобиля ВАЗ-2105

2.1 Подвески автомобиля

Рисунок 14. Кинематические схемы подвесок автомобиля

а -- зависимой; б -- однорычажной независимой; в -- двухрычажной независимой с рычагами равной длины; г -- двухрычажной независимой с рычагами разной длины; д -- независимой рачажно-телескопической (ВАЗ-2105); е -- независимой двухрычажной с торсионом; ж -- независимой с продольным качанием.

Рисунок 15 - Передняя подвеска: 1 - подшипники ступицы переднего колеса; 2 - колпак ступицы; 3 - регулировочная гайка;4 - шайба; 5 - цапфа поворотного кулака;6 - ступица колеса; 7 - сальник; 8 - тормозной диск;9 - шаровой палец верхней опоры;10 - поворотный кулак;11 - защитный чехол шарового пальца; 12 - подшипник верхней опоры; 13 - верхний рычаг подвески; 14 - корпус подшипника верхней опоры; 15 - буфер хода сжатия; 16 - кронштейн буфера хода сжатия; 17 - опорный стакан амортизатора; 18 - подушки крепления амортизатора; 19 - шайба подушки; 20 - изолирующая прокладка пружины подвески; 21 - верхняя опорная чашка пружины подвески; 22 - ось верхнего рычага подвески; 23 - внутренняя втулка шарнира; 24 - наружная втулка шарнира, 25 - резиновая втулка шарнира; 26 - опорная шайба; 27-28 - регулировочные шайбы; 29 - кронштейн крепления поперечины к лонжерону кузова; 30 - поперечина передней подвески;31 - кронштейн крепления штанги стабилизатора; 32 - подушка штанги стабилизатора; 33 - штанга стабилизатора; 34 - лонжерон кузова; 35 - ось нижнего рычага;36 - нижний рычаг подвески; 37 - болты крепления оси нижнего рычага;38 - пружина подвески; 39 - обойма крепления штанги стабилизатора; 40 - амортизатор;41 - болт крепления амортизатора; 42 - гайка крепления штанги амортизатора к рычагу подвески; 43 - кронштейн крепления амортизатора к нижнему рычагу подвески; 44 - нижняя опорная чашка пружины подвески; 45 - обойма вкладыша нижней опоры; 46 - корпус подшипника нижней опоры; 47 - вкладыш обоймы шарового пальца; 48 - подшипник нижней опоры; 49 - шаровой палец; 50 - ограничитель доворота передних колес.

Рисунок 16 - Задняя подвеска: 1 - распорная втулка; 2 - резиновая втулка; 3 - нижняя продольная штанга; 4 - нижняя изолирующая прокладка пружины; 5 - нижняя опорная чашка пружины; 6 - буфер хода сжатия;7 - болт крепления верхней продольной штанги; 8 - кронштейн крепления верхней продольной штанги;9 - пружина подвески; 10 - верхняя чашка пружины;11 - верхняя изолирующая прокладка пружины; 12 - опорная чашка пружины;13 - тяга рычага привода регулятора давления задних тормозов; 14 - резиновая втулка проушины амортизатора; 15 - кронштейн крепления амортизатора; 16 - дополнительный буфер хода сжатия;17 - верхняя продольная штанга;18 - кронштейн крепления нижней продольной штанги; 19 - кронштейн крепления поперечной штанги к кузову; 20 - регулятор давления задних тормозов; 21 - рычаг привода регулятора давления; 22 - обойма опорной втулки рычага; 23 - опорная втулка рычага; 24 - поперечная штанга; 25 - амортизатор.

Анализ и оценка элементов конструкции подвески автомобиля

Рычажно-телескопическая подвеска передних колес автомобиля --качающаяся свеча (рис. 17) обеспечивает незначительные изменения колеи, развала и схождения колес, при этом замедляется изнашивание шин, улучшается устойчивость автомобиля. Подвеска имеет один поперечный рычаг внизу, ее основной элемент -- амортизаторная стойка, имеющая верхнее шарнирное крепление под крылом, что обеспечивает большое плечо между опорами стойки. В верхней опоре имеется подшипник, необходимый для исключения закручивания пружины, что могло бы вызвать стабилизирующий момент и дополнительные изгибающие нагрузки. Малые размеры и масса, большое расстояние по высоте между опорами, большой ход также относятся к преимуществам этой подвески. Конструктивные трудности обусловлены нагружением крыла в точке крепления верхней опоры.

Рисунок 17. Расчетная схема рычажно-телескопической подвески

На рисунке 17 показаны силы, действующие в рычажно-телескопической подвеске. По линии еА действует сила Р_в, которая может быть разложена на две составляющие силы: Р_пр, действующую на пружины, и Q_пр, перпендикулярную оси стойки, приложенную в точке А к опоре стойки. Под действием этой силы повышается трение штока поршня в направляющей стойке. В результате ухудшается реагирование подвески на мелкие дорожные неровности.

При совмещении осевой линии подвески с линией еА силы Р_в и Р_пр совпадут, а поперечная сила Q_пр исчезнет. Для этой цели пружины располагают под углом или смещают пружину в сторону колеса.

Зависимая подвеска отличаются тем, что вертикальное перемещение колеса сопровождается изменением угла л, что вызывает гироскопический эффект, возбуждающий колебания колеса относительно шкворня.

Нагрузки на подвеску автомобиля

Нагрузки на упругий элемент:

Зависимая подвеска (рис. 18, а). Нагрузка зависит от реакции R_z на колесо и веса неподрессоренных масс G_н.м:

P_P = R_z -- 0,5 G_н.м

Рисунок 18. Расчетная схема для определения нагрузок на упругие элементы подвески

При этом прогиб упругого элемента равен перемещению колеса относительно кузова f_р = f_к.

Независимая подвеска.

Для двухрычажной подвески (рис. 19, а) нагрузка на упругий элемент

P_p = (R_z -- G'_к) l / a,

где G'_к -- вес колеса и направляющего устройства.

А прогиб f_p = f_к a / l.

Рисунок 19. Расчетная схема для определения нагрузок на упругие элементы подвески

Пружины в качестве основных упругих элементов широко применяются в подвесках легковых машин повышенной проходимости и в качестве вспомогательных элементов, например ограничителей или корректирующих устройств, на других машинах. В первом случае используются цилиндрические пружины, витые из прутка круглого или прямоугольного сечения; характеристика их линейна. Для ограничителей хода применяются конические пружины.

Усилие, сжимающее пружину, определяется кинематической схемой подвески.

Рисунок 20. Расчетная схема подвески с цилиндрической пружиной

P_n = (P_i a_i,)/b_i

Усилие Р_n может быть выражено также следующим образом:

P_n = лМc_n,

P_nmax = л_maxМc_n,

где л_mах -- максимальная деформация пружины; с_n -- жесткость пружины.

где ф_mах -- максимальное напряжение в пружине; d -- диаметр прутка; D -- средний диаметр пружины; ф_доп -- допускаемое напряжение; ф_доп = 600-700 МПа.

2.2 Колёса и шины автомобиля

Колесный движитель представляет собой устройство, преобразующее работу двигателя в поступательное движение машины. Он состоит из трех основных частей: шины, обода и ступицы.

Анализ и оценка конструкции автомобильных шин и колес

Рисунок 21 - Радиальный разрез покрышки

1-- каркас; 2 -- брекер; 3 -- протектор; 4 -- боковина; 5 -- борт; 6 -- носок борта; 7 -- основание борта; 8 -- пятка борта; 9 -- бортовая лента; 10 -- бортовая проволока; 11 -- обертка; 12 -- наполнительный шнур; H -- высота профиля покрышки; H₁ -- расстояние от основания до горизонтальной осевой линии профиля; H₂ -- расстояние от горизонтальной оси до экватора; В -- ширина профиля; B₆ -- корона; R -- радиус кривизны протектора; D -- наружный диаметр шины; d -- посадочный диаметр шины; h -- стрела дуги протектора; С -- ширина раствора бортов; а -- ширина борта.

2.3 Полуоси, балка и поворотный кулак автомобиля

Т.к. автомобиль ВАЗ-2105 является переднеприводным значит у него не заднего моста.

При прямолинейном движении значения моментов M и сил P принимаются максимальными. Рассмотрим изгиб балки вертикальной плоскости (рис. 22).

Рисунок 22. Расчетная схема балки ведущего моста и эпюры моментов

Изгибающий момент

М_и.в = R''_z1l = R''_z2l,

где R''_z1 и R''_z2 -- нормальные реакции опорной поверхности за вычетом веса Колеса G_K.

Нормальные реакции опорной поверхности от нагрузки на мост G₂

R_z1 = R_z2 = m₂G₂/2,

где m₂ = 1,1...1,2-- коэффициент перераспределения нагрузки по мостам.

Изгиб картера в горизонтальной плоскости под нагрузкой от силы тяги Р_т

М_и.г = P_т1l = P_т2l,

где Р_т1=Р_т2 = R_z1ц = R_z2ц, (ц = 0,8...0,9 -- коэффициент сцепления шин с опорной поверхностью).

Момент, скручивающий балку, М_кр = P_т1r_к = R_т2r_к (r_к--радиус качения колеса).

Результирующее напряжение от изгиба и кручения для круглого трубчатого сечения

,

где W = 0,2(D⁴ -- d⁴)/D -- момент сопротивления трубчатого сечения.

Для прямоугольного и коробчатого сечения напряжения в вертикальной и горизонтальной плоскостях определяют раздельно и суммируют арифметически: у_и = M_и.в / W_в + M_и.г /W_г. Напряжения кручения при этом не суммируют:

ф = M_кр / W_кр = Р_т1r_к / W_кр = Р_т2r_к / W_кр,

Максимальные напряжения изгиба относятся к крайним волокнам сечения, а напряжения кручения к средним волокнам сечения.

При заносе балку моста рассчитывают на изгиб в вертикальной плоскости, считая при этом Р_т1=Р_т2 = 0.

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

M_и1 = R"_z1l -- P_y1r_K; M_и2 = R"_z2l + P_y1r_K.

R_y1 и R_y2 -- боковые реакции при заносе:

R_y1 = R'_z1 ц; R'_z1 = 0,5 G₂ (1 + 2 ц H / В);

R_y2 = R'_z2 ц; R'_z2 = 0,5 G₂ (1 -- 2 ц H / В);

где R'_z1 и R'_z2 -- нормальные реакции опорной поверхности при заносе.

Условно принимается ц = 1.

Эпюры моментов от R'_z и P_y1 строятся раздельно, а затем складывают. Опасное сечение картера находится в месте крепления рессоры: здесь напряжение изгиба у_и = М_и / W.

При динамическом нагружении изгибающий момент в вертикальной плоскости:

М_и = R_z1 K_дl,

где К_д=1,5...3 -- коэффициент динамичности.

Напряжение изгиба у_и = М_и / W.

Для балок мостов, литых из стали и чугуна, [ф_и] = 300 МПа, для штампованных из стального листа [ф_и] = 500 МПа.

Определение нагрузок и расчет переднего моста производят так же, как и заднего моста. При торможении коэффициент перераспределения нагрузки на передний мост m₁ = 1,1.„1,2. Необходимо учитывать переменное сечение балки: двутавровое в средней части и после рессорной площадки постепенно переходящее в круглое. Вертикальные реакции R_zl = R_z2 = m₁G₁/2, где G₁ -- нагрузка на передние колеса.

Для балки управляемого моста жесткость важна для сохранения углов установки колес. Жесткость ведущего моста влияет на условия зацепления зубчатых передач, на нагрузку подшипников и на нагруженность полуосей.

Прогиб балки равен силе в заданном сечении, отнесенной к жесткости сечения
f = P_и / (EJ_x). Балка нагружена в местах крепления рессор. Переменное сечение балки затрудняет расчет. В таких случаях или упрощают схему и ведут расчет по наиболее опасному сечению, или усложняют расчет, применяя метод конечных элементов.

Прогиб балки грузовых автомобилей достигает 2...3 мм.

Рисунок 23. Расчетная схема поворотной цапфы

Поворотный кулак (рис. 23). Расчет ведется для тех же трех случаев нагружения: торможения при прямолинейном движении, заноса и динамического нагружения.

При торможении суммарный момент изгиба в вертикальной плоскости

,

где R''_z1 = R_zl -- G_к; Р_тор = R_zц -- тормозная сила на колесе, нагружающая цапфу.

Напряжение изгиба:

у_и = М_и / W.

При заносе напряжение изгиба на цапфе при Р_тор = 0

у_и1=(R''_z1 -- R_y1r_к)/W; у_и2=(R''_z2с -- R_y2r_к)/W.

При динамическом нагружении напряжение изгиба

у_и = R_z1с К_д / W,

где коэффициент динамичности К_д = 1,5...3.

Для стали 30Х и 40Х допускаемое напряжение [у_и] = 500 МПа.

Рисунок 24. Расчетная схема шкворня

Шкворень. Расчетные режимы, применяемые при расчете шкворня, те же, что и при расчете цапф. Наклоном шкворня пренебрегаем.

При торможении реакции, нагружающие верхний R'_шк и нижний R''_шк концы шкворня, обусловленные действием:

реакции R_z :

R'_шк1 = R''_шк1 = R_zl / (a + b);

силы Р_тор :

R'_шк2 = Р_торb / (a + b); R''_шк2 = Р_торa / (a + b);

реактивной силы:

R'_шк3 = Р₁b / (a + b); R''_шк3 = Р₁a / (a + b),

где P₁ = Р_торl / l₁;

тормозного момента М_тор = Р_торr_к

R'_шк4 = Р_торr_к / (a + b).

Суммарная сила, действующая на нижний конец шкворня,

.

Суммарная сила, действующая на верхний конец шкворня:

.

На шкворень действуют напряжения:

изгиба у_и = R''_шкУd / W_и;

среза ф_cp = 4P''_шкУ / (рd²_шк);

смятия у_см = R''_шкУ/(d_шкl_шк).

Для расчета принимают наибольшее из значений Р'_шкУ, Р''_шкУ.

При заносе действуют только поперечные силы.

От вертикальной реакции:

R'_шк1 = R''_z1 l / (a + b); R''_шк1 = R''_z1 l / (a + b),

где R''_z1(2) = = R''_z1(2) -- G_к.

От боковой силы R_y и от момента, создаваемого этой силой:

левый шкворень R'_шк1 = R''_шк1 = R_y1 l / (a+b)

правый шкворень R'_шк1 = R''_шк1= R_y2 l / (а+b).

Суммарная нагрузка на левом шкворне:

R'_шкУ = [R_y1(r_к--b) -- R''_z1 l] / (a + b);

R''_шкУ = [R_y1(r_к + a) -- R''_z1 l] / (a + b).

Суммарная нагрузка на правом шкворне:

R'_шкУ = [R_y2(r_к--b) -- R''_z2 l];

R''_шкУ = [R_y2(r_к + a) -- R''_z2 l] / (a + b).

Напряжения определяются так же, как и при торможении.

При динамическом нагружении напряжение изгиба в вертикальной плоскости

у_и = R_z1с К_д / W.

Расчетные режимы полуосей. Полуразгруженную полуось рассчитывают на изгиб и кручение так же как балку моста для трех случаев нагружения: прямолинейного движения, заноса и динамического нагружения.

При прямолинейном движении -- результирующий изгибающий момент полуоси в вертикальной и горизонтальной плоскостях

момент кручения полуоси:

М_кр = Р_тr_к;

сложное напряжение:

.

При заносе изгибающие моменты на правом и левом колесах

M_иl=R_y2r_к -- R_z2b; M_и2 = R_y2 r_к + R"_z2b.

При динамическом нагружении

вертикальная нагрузка:

R_z1 K_д = R_z2 K_д;

горизонтальная нагрузка:

R_z1 K_д ц = R_z2 K_д ц;

скручивающая нагрузка:

Р_тr_к = М_кр = R_z1 K_д цr_к = R_z2 K_д цr_к.

При расчете полуразгруженной полуоси плечо изгиба b определяется как расстояние между плоскостями, проходящими через центр опорной площадки колеса и через центр опорного подшипника.

Полностью разгруженные и разгруженные на три четверти полуоси рассчитывают только на кручение и определяют их жесткость.

Касательное напряжение кручения:

ф = Р_тr_к / 0,2d³; М_кр = Р_тr_к.

Угол закручивания полуоси:

и = (180 / р)(M_крl / GJ_кр);

здесь момент инерции J_кр = рd⁴/32, модуль сдвига G = 85 ГПа. Угол закручивания обычно ограничивается и = 9...15° на 1 м длины полуоси. Меньшее значение угла закручивания характеризует повышенную жесткость, большее значение -- склонность к колебаниям и резонансным явлениям.

Полуразгруженная полуось разрушается в опасном сечении под подшипником. Здесь полуось должна быть утолщена. Разгруженная полуось разрушается в месте начала шлицев. Рекомендуется осадка конца полуоси под шлицевой конец для увеличения диаметра опасного сечения.

2.4 Несущая система автомобиля

Анализ и оценка конструкции несущей системы автомобиля

В США большее распространение получили рамные конструкции, что дает возможность варьировать модели кузовов (включая открытые модификации) и обеспечить лучшую изоляцию кузова от вибрационных нагрузок. В европейских странах наиболее распространены безрамные силовые схемы, обеспечивающие наименьшую массу.

К пассажирским кузовам основные требования сводятся к регламентации планировочных размеров, рабочего места водителя, комфортабельности.

Кузова легковых автомобилей классифицируют на каркасные, скелетные и оболочковые.

Каркасные кузова выполняются из относительно массивных закрытых или открытых профилей, воспринимающих нагрузки. Облицовка из стали, дюралюминия или из стеклопластика формирует объем кузова и повышает его жесткость.

Скелетные кузова имеют каркас, образованный из профилей облегченного типа, приваренных к облицовке.

Оболочковые кузова (рис. 25) выполняются из крупных штампованных деталей, наружных и внутренних панелей, соединенных точечной сваркой в замкнутую силовую систему преимущественно из стального листа толщиной 0,6...0,8 мм. Кузова такого типа наиболее распространены, так как обладают технологическими, преимуществами (автоматическая сварка панелей может выполняться на конвейере).

Рисунок 25. Оболочковый кузов легкового автомобиля

Нагрузочные режимы кузовов

На неподвижный автомобиль действуют статические нагрузки от собственной массы и полезной нагрузки. При движении автомобиль испытывает динамические нагрузки от неровностей дороги, от разгона и торможения, при поворотах и от веса агрегатов. Работоспособность кузова характеризуется его прочностью и жесткостью под действием динамических нагрузок.

Кузов подвержен изгибу и кручению: симметричная нагрузка вызывает изгиб, кососимметричная нагрузка -- кручение в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Статическая нагрузка, умноженная на ускорение, определяет динамическую нагрузку, так же как при нагружении рамы.

Пространственная система кузова трудно поддается расчету на сложные напряжения изгиба и кручения. Поэтому кузов условно расчленяют на отдельные элементы и рассчитывают их на изгиб и кручение раздельно.

Наиболее достоверную информацию о напряженном состоянии кузова получают методом тензометрирования как в стендовых, так и в дорожных условиях.

Прочность оценивают по пределу текучести материалов. При одностороннем растяжении или сжатии допускаемое напряжение:

у = у _s/ К_без.

Условия прочности при изгибе:

у_ст + у_д ? у_и или у_ст ? у_s К_без (1 -- К_д)

при кручении у_к ? у_s К_без (1 + 1 / К_д).

При наличии сложного напряженного состояния эквивалентное напряжение

.

Удельная крутильная жесткость характеризует сопротивление кузова закручиванию и представляет собой отношение момента к вызванному углу закручивания на длине базы автомобиля, умноженному на размер базы, для легковых автомобилей она составляет 130...300 Н•м²/°.

Изгиб кузова в вертикальной плоскости характеризует удельная изгибная жесткость -- отношение нагрузки к вызванному прогибу, умноженному на размер базы в третьей степени (прогиб балки пропорционален третьей степени длины пролета); для легковых автомобилей она составляет 850...2200 Н•м³/мм.

Наиболее полное приближение к результатам натурных испытаний несущей системы дает расчет кузова и рамы с использованием метода конечных элементов. Этот метод расчета многократно статически неопределимых конструкций основан на совместном рассмотрении напряженного состояния системы небольших элементов конечного размера. Метод конечных элементов заключается в том, что реальная конструкция заменяется структурной моделью, состоящей из простейших элементов, таких, как стержни, пластины и др. объемные элементы с известными упругими свойствами. Исходя из того, что упругие свойства отдельных элементов известны, можно определить свойства всей системы в целом при определенных нагрузках. Процесс расчета осуществляется в несколько этапов. На этапе предварительной подготовки конструкцию разбивают на простые элементы. Например, разбиение кузова производят на одной половине по оси симметрии примерно на 200--500 элементов. На этапе получения предварительной модели определяют координаты узловых точек. Эта работа занимает по времени несколько недель или даже месяцев. Затем проводится расчет с использованием ЭВМ по специально разработанным программам. На рисунке 38 показана для примера структурная модель кузова легкового автомобиля, построенная в результате подготовительных этапов с помощью графопостроителя.

Следует помнить, что структурная модель рассмотрена без учета различных мелких элементов (отверстий, гофр, сварки и др.), которые могут оказать заметное влияние на напряженное состояние кузова и нуждаются в последующей экспериментальной проверке.

Рисунок 26. Расчетная структурная модель кузова легкового автомобиля

3. Система управления шасси автомобиля

3.1 Тормозная система автомобиля

Рисунок 27 - Тормозная система автомобиля:

1 - диск тормоза;2 - педаль тормоза;3 - вакуумный усилитель;4 - главный цилиндр гидропривода тормозов;5 - трубопровод контура привода передних тормозов;6 - защитный кожух переднего тормоза;7 - суппорт переднего тормоза;8 - вакуумный трубопровод;9 - бачок главного цилиндра; 10 - кнопка рычага привода стояночного тормоза;11 - рычаг привода стояночного тормоза; 12 - тяга защелки рычага; 13 - защелка рычага; 14 - кронштейн рычага привода стояночного тормоза; 15 - возвратный рычаг; 16 - трубопровод контура привода задних тормозов; 17 - фланец наконечника оболочки троса; 18 - колесный цилиндр заднего тормоза; 19 - регулятор давления задних тормозов;20 - рычаг привода регулятора давления; 21 - колодки тормоза; 22 - рычаг ручного привода колодок; 23 - тяга рычага привода регулятора давления;24 - кронштейн крепления наконечника оболочки троса; 25 - задний трос; 26 - контргайка; 27 - регулировочная гайка;28 - втулка;29 - направляющая заднего троса;30 - направляющий ролик;31 - передний трос; 32 - упор выключателя контрольной лампы стояночного тормоза; 33 - выключатель стоп-сигнала.

Анализ и оценка конструкции тормозной системы автомобиля

Тормозной механизм.

Для оценки конструктивных схем тормозных механизмов служат следующие критерии:

Коэффициент тормозной эффективности. Отношение тормозного момента, создаваемого тормозным механизмом, к условному приводному моменту

К_э = М_тор /(?Рr_тр),

где М_тор -- тормозной момент; ?Р -- сумма приводных сил; r_тр -- радиус приложения результирующей сил трения (в барабанных тормозных механизмах -- радиус барабана r_б, в дисковых -- средний радиус накладки r_ср).

Тормозная эффективность должна оцениваться раздельно при движении вперед и назад.

Дисковые тормозные механизмы.

Дисковые тормозные механизмы применяются главным образом на легковых автомобилях: на автомобилях большого класса на всех колесах; на автомобилях малого и среднего классов -- в большинстве случаев только на передних колесах (на задних колесах применяются барабанные тормозные механизмы).

В последние годы дисковые тормозные механизмы нашли также применение на грузовых автомобилях ряда зарубежных фирм.

Рисунок 28 - Схема дискового тормозного механизма и его статическая характеристика

Схема и статическая характеристика дискового тормозного механизма приведены на рисунке 28. Для него тормозной момент

М_тр = 2Р м r_ср,

а коэффициент эффективности

К_э = М_тр / (2Р r_ср) = м.

При расчетном коэффициенте трения м = 0,35 коэффициент эффективности К_э = 0,35. Из этого можно заключить, что дисковый тормозной механизм обладает малой эффективностью (как можно будет увидеть дальше -- минимальной сравнительно с другими тормозными механизмами). Так, при расчетном коэффициенте трения м = 0,35 тормозной момент примерно в 3 раза меньше приводного момента. Основным достоинством дискового тормозного механизма является его хорошая стабильность, что отражено в статической характеристике, которая имеет линейный характер. 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 или усилителя.

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_ф. При вращении барабана по направлению, указанному стрелкой, между барабаном и накладкой колодки возникают силы взаимодействия. Выделим элементарную нормальную силу dР_n и элементарную касательную силу dР_ф.

Элементарная нормальная сила

dР_n = м dF = p b r_б dв,

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

Элементарная касательная сила (сила трения)

dР_ф = м dР_n = м p b r_б dв

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_maxsinв (возможно применение и других законов изменения давления).

При равномерном распределении давления M_тр = мbr_б²pв₀ (в₀ = в₂ -- в₁ -- угол охвата накладки), а при распределении по синусоидальному закону

M_тр = мbr_б²p (cos в₁ -- cos в₂).

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 с, который зависит от угла в₀ =
= 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 = с расчетному моменту трения M_тр = = Р_ф r_б, тогда

M_тр = с = Р_ф r_б,

где Р_ф -- сила трения, действующая в колодку на плече r_б. Отсюда

k₀ = r_б / с = / Р_ф = / P_n; = k₀ P_n

Коэффициент k₀ может 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'_ф, P"_ф -- 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'_ф r_б -- k₀P'_n a = 0.

Принимая во внимание, что P'_ф = мP'_n, подставим значение P'_n в уравнение моментов и решим его относительно P'_ф:

.

Момент трения, создаваемый активной колодкой,

.

При k₀a = м r_б, М_тр = ? тормозной механизм заклинивается.

Для пассивной колодки сумма моментов сил относительно точки опоры колодки,

Ph -- P''_ф r_б -- k₀P''_n a = 0.

Момент трения, создаваемый пассивной колодкой,

.

Тормозной момент, создаваемый обеими колодками,

.

Реакции опор:

активной колодки:

R'_y = P'_ф; R'_x = P'_n -- P,

где P'_n = P'_ф / м = Ph / (k₀a -- м r_б);

пассивной колодки:

R''_y = P''_ф; R''_x = P''_n -- P,

где P''_n = Ph / (k₀a + мr_б).

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

отношению тормозных моментов, создаваемых активной и пассивной колодками,

М'_тр / М''_тр = (k₀a + м r_б) / (k₀a -- м r_б);

или, приняв указанные выше упрощения,

М'_тр / М''_тр = (1 + м) / (1 -- м) = 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 м /(1 -- м 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'_ф ? P''_ф, при торможении на подшипники ступицы колеса действует дополнительная нагрузка.

Схема тормозного привода автомобилей ВАЗ-2105 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-2105

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

p_ж F₄ -- 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_А и 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_ж F₄ = p₀ F₂; (2)

P_пед u_пед = p₀ F₁, (3)

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