Розділ 1

Обгрунтування актуальності теми магістерської роботи, мета та задачі досліджень

Актуальність теми - стале зростання інтенсивності руху та покращення динамічних властивостей автотранспортних засобів (АТЗ) загострюють проблему підвищення безпеки на дорозі за рахунок розробки нових та удосконалення існуючих систем, які її забезпечують. Це безпосередньо стосується гальмівної системи, оскільки більшість дорожньо-транспортних пригод відбувається під час гальмування.

Відомо, що однією з основних умов ефективної та надійної експлуатації пар тертя барабанно-колодкових гальм (БКГ) АТЗ є їх робота в інтервалі температур, нижчих допустимої для матеріалів накладки. Тому роботи направлені на оцінку теплового стану поверхонь тертя БКГ є особливо важливими. Останнім часом, з метою оцінки нестаціонарних теплових процесів в парах тертя гальм шляхом комп’ютерного моделювання створено і активно використовується низка програмних комплексів (Nastran, Ansys).

Мета дослідження – розробити методи моделювання робочих процесів барабанних гальмівних механізмів і з’ясувати шляхи підвмщення їх ефективності.

Задачі дослідження:

• Аналіз конструктивних особливостей барабанних гальмівних механізмів та розробка їх конструктивних схем.

• Розробка математичних моделей для дослідження функціональних характеристик барабанних гальмівних механізмів.

• Параметрична оптимізація барабанних гальмівних механізмів.

• Аналіз температурного режиму барабанного гальмівного механізму методом скінченних елементів.

• Розробити конструкцію давача для діагностування температурного режиму фрикційної накладки.

Розділ 2 Розроблення математичної моделі для аналізу функціональних характеристик барабанних гальмових механізмів

Для виявлення спектру домінуючих конструктивних рішень гальмових механізмів колісних дорожніх машин, оцінки еволюції та тенденцій розвитку окремих елементів гальмових механізмів був проведений ретроспективний аналіз багатьох моделей колісних дорожніх машин, поставлених на виробництво за 20 років у різних країнах світу. Згаданий аналіз показав, що тип гальмових механізмів, якими обладнуються дорожні машини, залежить від класу останніх. Що стосується колісних дорожніх машин середньої та великої мас, то для них домінуючими є пневматичний гальмовий привод (ПГП) та барабанні гальмові механізми (БГМ) (їх схеми наведені на плакаті 1) з чітко вираженою тенденцією розширення застосування дискових гальмових механізмів (ДГМ). Тому питання аналізу, оптимального синтезу та розробки конструкцій ПГП, БГМ та ДГМ залишаються актуальними.

До гальмових механізмів ставляться такі вимоги:

1) висока ефективність, тобто здатність до створення гальмівного моменту, достатнього для гальмування колісної дорожньої машини з нормативною ефективністю при помірних приводних зусиллях;

2) стабільність гальмівного моменту в умовах дії комплексу експлуатаційних чинників;

3) помірний тиск і температурний режим у контакті фрикційних пар та висока довговічність останніх;

4) мінімальна різниця між питомими енергонавантаженостями пар тертя; 5) висока теплоакумулююча та теплорозсіююча здатність;

6) простота та технологічність конструкції;

7) мала металоємність;

8) пристосованість до автоматичної підтримки постійного зазору між поверхнями тертя;

9) пристосованість до використання в якості стоянкового гальма;

10) незначні інерційність та гістерезис;

11) високий та стабільний механічний ККД;

12) плавність дії та безшумність роботи;

13) мала трудомісткість технічного обслуговування та ремонту;

14) добрий захист від вологи та бруду.

Вимоги 1, 3, 6, 8, 9, 14 в більшій мірі задовольняють БГМ, а вимоги 2, 4, 5, 7, 10, 13 – ДГМ.

Питаннями розроблення методів розрахунку, а також теоретичного та експериментального дослідження робочих процесів БГМ займалися такі вчені як М.П. Александров, М.А. Бухарін, Б.Б. Генбом та ін. Методи функціонального розрахунку БГМ викладені в роботах [1, 2, 3], в яких розглянуті гальмові механізми різних конструкцій при різних законах розподілу тиску у фрикційному контакті. Аналізу стабільності характеристик цих гальм присвячені праці [3, 4], в яких запропоновані методи оцінки стабільності та її оціночні показники.

В праці [3] досліджувалися теплові процеси, проводилися теплові розрахунки і аналізувалися методи охолодження БГМ з широким залученням методів математичного та фізичного моделювання.

Результати досліджень режимів роботи, енергонавантаженості та енергоємності БГМ при експлуатації в міських і гірських умовах та при випробуваннях на автополігоні викладені в працях [3, 5].

На величину гальмівного моменту, що створюється БГМ, а також на закономірність зношування та довговічність фрикційних накладок впливає величина та характер розподілу тиску вздовж фрикційних накладок. Розрахунковий закон розподілу тиску залежить від припущення щодо податливості барабана і колодок з накладками. Об’єктивну інформацію щодо дійсного закону розподілу тиску можна одержати лише шляхом експериментальних досліджень конкретних гальмових механізмів. Дослідженнями встановлено, що закон розподілу тиску змінюється від синусоїдального до рівномірного і далі до косинусоїдального зі зміною приводного зусилля від мінімального до максимального значення, і також з’ясовано, що при застосуванні гальмових барабанів підвищеної жорсткості синусоїдальний закон розподілу тиску зберігається при широкому діапазоні приводних зусиль. В низці праць досліджено вплив жорсткості барабана, колодок і накладок, а також коефіцієнта тертя та кута охоплення на формування тиску в фрикційному контакті, з’ясована дискретність останнього, досліджено величину контурного тиску тощо. Оскільки міграція “п’ятен контакту” по поверхні накладки та величина тиску залежать від низки конструктивних та експлуатаційних чинників, то доцільно перейти до імовірнісних моделей розподілу тиску вздовж фрикційної накладки. Але для остаточного з’ясування цього питання необхідно набрати достатній об’єм експериментальної інформації та зробити її статистичну обробку.

Рівень збіжності розрахункових та експериментальних даних щодо функціональних характеристик БГМ залежить не тільки від прийнятого закону розподілу тиску, але, очевидно, і від співвідношення жорсткостей барабана, колодки і накладки конкретного БГМ, що спонукало вчених, для покращання збіжності, поряд з гіпотезою радіального розподілу навантажень запропонувати гіпотези їх паралельного розподілу та розподілу, що визначається характером переміщення колодок. З часом, в міру накопичення науково-практичного досвіду, з’ясується придатність та умови використання цих гіпотез.

В роботі [3] була запропонована методика уточненого функціонального розрахунку БГМ з кулачковим розтиском колодок, в якій, крім конструктивних параметрів, враховано також тертя в елементах опорно-розтискної системи, початкова нечутливість гальмового механізму і силового пневмоапарату та напрям повороту розтискного кулачка відносно напрямку обертання барабана. Формули, запропоновані різними авторами для функціонального розрахунку БГМ, відрізняються між собою, головним чином, повнотою врахування конструктивних і силових чинників, законом розподілу тиску та наявністю чи відсутністю залежностей для аналітичного визначення таких параметрів як умовний радіус тертя, кутове зміщення зони максимального тиску накладки тощо. В працях [3, 6] одержані залежності для функціонального розрахунку БГМ з колодками, що мають два ступені вільності (плаваючими колодками) з припущеннями та спрощеннями, які обґрунтовувались метою та задачами згаданих досліджень.

Метою викладеного нижче дослідження є одержання аналітичних залежностей для функціонального розрахунку БГМ з плаваючими колодками, які б враховували широку низку чинників і мали універсальний характер як з точки зору їх застосування для різних типів колодок, так і при довільних значеннях кутів нахилу поверхонь приводного та опорного штовхачів з метою проведення їх ефективного аналізу та параметричної оптимізації [7].

В процесі розроблення математичної моделі для функціонального розрахунку БГМ дуже важливо з’ясувати, яким є дійсний закон розподілу тиску вздовж фрикційної накладки. Про дійсний закон розподілу тиску вздовж накладки можна, певною мірою, судити за характером зношування останньої. Нами були проаналізовані результати досліджень щодо характеру зношувань фрикційних накладок 50 барабанних гальмових механізмів [3] і побудовані епюри розподілу усереднених значень зношувань U_н (рис. 2.1), які показують, що після завершення періоду припрацювання накладок характер зношування, а значить, і закон розподілу тиску близькі до синусоїдального. Зношування фрикційних накладок відбувається, головним чином, при тих значеннях приводних сил, які відповідають найчастіше реалізованим інтенсивностям гальмувань (згідно з дослідженнями доля службових гальмувань складає 90% від всіх гальмувань). Згідно з гістограмою [3] (рис. 2.2) середньостатистичне значення питомої гальмівної сили при експлуатації дорожньої машини становить 0,11-0,12. Це відповідає приводним силам, які складають 1820% від їх максимальних значень, що узгоджується з результатами раніше згаданих досліджень. Тому, при одержанні залежностей для функціонального розрахунку БГМ будемо використовувати, головним чином, синусоїдальний закон розподілу тиску вздовж фрикційних накладок.

Розглянемо методику одержання цих залежностей на прикладі гальмового механізму з плаваючими колодками (залежності для інших типів гальмових механізмів вже можна буде одержати як часткові випадки). Як і в усіх інших аналітичних методиках основними її етапами є складання рівнянь рівноваги колодок та інтегрування залежностей з врахуванням того чи іншого закону розподілу тиску вздовж накладки.

Елементарний гальмівний момент, що створюється однією колодкою (рис. 2.3)

При

(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 ):

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 _m одержуємо після інтегрування та сумісного розв’язку залежностей (2.3) і (2.4)

(2.12)

де (2.13)

(2.14)

(3.15)

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)

де L – база машини; ₁- 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; =112⁰; ₁=123⁰; _о=3⁰; =27⁰; =90⁰; f=0,18).

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 V_ф та тиску Р_ф 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 _е фрикційної пари гальмового механізму від температури, швидкості ковзання та тиску у контакті, тобто _е = f(Т, V_ф, Р_ф), а фрикційною характеристикою пари тертя – відповідно залежність фізичного коефіцієнта тертя  фрикційної пари від тих же чинників, тобто  = 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 .

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

Як видно з рис. 2.5, фрикційні накладки, виконані з даного матеріалу, забезпечують дуже нестабільний коефіцієнт тертя , 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. 3.6 наведений графічний варіант фрикційної характеристики гальмового механізму (3.39) 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.

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

Аналіз фрикційної характеристики гальмового механізму (рис. 2.6) свідчить про те, що даний фрикційний матеріал дещо стабільніший у порівнянні з попереднім (коефіцієнт тертя  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%.

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.

2. 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.

4. 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.

5. 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.