книги из ГПНТБ / Бухарин Н.А. Автомобили. Конструкции, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля учеб. пособие

§ 71. ДИСКОВЫЕ И КОЛОДОЧНО-ДИСКОВЫЕ ТОРМОЗА. РЕГУЛИРОВКА ЗАЗОРОВ В ТРУЩИХСЯ ПАРАХ

Дисковые и колодочно-дисковые тормоза находят применение как рабочие на колесах легковых и в меньшей степени грузовых автомобилей. В качестве стояночных применяются колодочно­ дисковые тормоза открытого типа с вращающимся диском.

390

Дисковые тормоза по сравнению с колодочными имеют сле­ дующие преимущества:

1 ) меньший вес дисковых тормозов открытого типа;

t 2 ) малые зазоры между дисками и колодками в выключенном состоянии (0,05—0,1 мм), позволяющие значительно увеличить передаточное число привода (особенно у колодочно-дисковых тормозов);

3) хороший теплоотвод от трущихся пар при вращающемся диске колодочно-дискового тормоза (открытые тормоза);

Рис. XV.5. Колесный дисковый тормоз открытого типа (ВАЗ 2101)

4) уравновешенность осевых сил, действующих на диск; тан­ генциальные силы от односторонне сегментного типа расположен­ ных колодок (ламелей) не уравновешиваются и воспринимаются подшипниками;

5) равномерное распределение удельного давления по поверх­ ности пар трения.

Следует отметить недостаточную защищенность от загрязнения трущихся пар открытых колодочно-дисковых (ламельных) тор­ мозов особенно задних колес, а также повышение величины удель­ ных давлений в тормозах этого типа, достигающих при аварийных торможениях 5 МПа (50 кгс/см2) и более. Поэтому износ накладок этих тормозов значительно (в 2 —3 раза) больше, чем у барабанных.

Открытый колодочно-дисковый (ламельный) тормоз передних колес автомобиля ВАЗ представлен на рис. XV.5. В суппорте 1 расположен диск тормоза, приболченный к ступице переднего колеса. Место для диска тормоза обозначено цифрой 3. Две пло-

391

скнх колодки с фрикционными накладками 4 размещены по обе стороны тормозного диска. Прижатие колодок к диску осуще­ ствляется двумя поршнями 5 гидропривода, имеющими соответ­ ствующие уплотнения 6 и 7. Жидкость к цилиндрам 1 тормозного привода подводится по трубопроводу 2. Удаление воздуха из системы осуществляется через продувочную пробку 8.

корпуса 2, связанного со ступицей колеса. Диски 1 и 3 могут пе­ ремещаться в осевом направлении. В отторможенном состоянии они стягиваются пружинами 6, образуя зазоры между трущимися парами.

При торможении штоки двух симметрично расположенных цилиндров 4 гидравлического привода осуществляют поворот диска 1 относительно осп колеса. Восемь стальных шариков 5, перемещаясь по скосам канавок механизма усиления, защем­ ляются, вызывая осевое перемещение дисков и прижатие их к кор­ пусу тормоза силами Y (рис. XV.6 , б).

Применение усиливающего устройства с защемляемыми ша­ риками обеспечивает необходимую величину тормозного момента. Определение тормозного момента дискового тормоза с усиливаю­ щим устройством можно выполнить по следующей формуле (для двух поверхностей трения):

где Q — касательная сила, действующая со стороны привода на диск; Гц и гш— радиусы расположения цилиндров гидропривода и шариков, раздвигающих диски при их повороте относительно оси тормоза; а — угол наклона канавки шарика; rcp — средний радиус приложения сил трения.

Средняя величина удельного давления между накладкой и дисками может быть найдена по известной нормальной силе

1 Диаметр цилиндра ВАЗ 2101 равен 48 мм.

392

давления Y и поверхности трения диска F:

Как видно нз формулы (XV. 15), при знаменателе, равном нулю нормальная сила становится равной бесконечности, и происходит заклинивание шариков. Это не будет иметь места, если

tg a > -7е- И>

гт

где a = 30 35°

Отношение гср/гш обычно близко к 1. Тогда tg a > р.

Если допустить, что износ трущихся поверхностей дисков про­ порционален скорости скольжения ѵ' и удельному давлению р, то величина удельного давления при равномерном износе диска по окружности будет неодинаковой по ширине диска.

Элементарная площадка dF, выделенная на поверхности диска на радиусе гх, равна

dF = rx da drx

и соответствующая нормальная элементарная сила dY

dY = гх da drxp.

*

Суммарная нормальная сила давления на накладку Y может быть получена следующим образом:

2 я R

о г

так как ргх — const.

Величина удельного давления

<Х Ѵ Л 8 >

Максимальное удельное давление будет по внутренней поверх­ ности диска, а минимальное — по наружной

На рис. XV.7, а и б представлены детали для регулировки зазора вручную путем изменения положения опоры колодок и изменения зазора между барабаном и колодками с помощью экс­ центрика в верхней части колодки. Регулировка зазора между барабаном и колодками у тормозов с пневматическим приводом

394

395

бесступенчатой регулировки зазора в колодочном тормозе. В ко­ лесном цилиндре 1 гидравлического привода установлено упругое стальное кольцо 2. Зазор б соответствует максимально допусти­ мому в эксплуатации зазору между барабаном и накладкой. Если при дальнейшем износе зазор б увеличится, то при очередном торможении кольцо 2 передвинется в новое положение, восста­ новив первоначальный зазор б.

Для автоматической ступенчатой регулировки зазора между барабаном н колодками может быть использован гребенчатый механизм, представленный на рис. XV.8 , а. Ушками 2 и 3 меха­ низм соединяется с колодками тормоза. Колпачок 1 охватывает кольцевую гребенку 4. При увеличении износа обшивки зубья колпачка 1 перескакивают в следующую впадину, и зазор умень­ шается.

Пример конструкции автомата для бесступенчатой регулировки зазора колодочного тормоза представлен на рис. XV.8 , б. Палец 4 диаметром <Д, приболченный к опорному диску 1 тормоза, прой­ дет через гильзу 6 с внутренним диаметром d2, расположенную в отверстии ребра колодки 2. Фрикционные шайбы 5 поджимаются пружинными шайбами 3. При торможении колодка с шайбами смещается в сторону барабана в пределах зазора d.z > d v Если в результате износа обшивки величина зазора б превысит раз­ ность do, — d X, то при торможении произойдет дальнейший сдвиг колодки. При оттормаживании колодка займет новое положение, так как относительно слабая отжимная пружина 7 не сможет преодолеть значительного трения фрикционных шайб 5. Величина зазора б будет сохранена.

Регулирование величины зазоров в рассмотренных выше кон­ струкциях происходит при максимальном давлении в тормозном приводе (при максимальном торможении). Эта система регули­ рования не обеспечивает необходимой точности, основной при­ чиной которой являются деформации элементов тормозного ме­ ханизма при торможении высокой интенсивности.

Регулировку целесообразно осуществлять при заданном малом давлении, имеющим место при служебных торможениях. В этом случае будут компенсироваться малые износы трущихся пар. Схема подобного регулятора зазоров тормозной системы с гидро­

поступает в полость А цилиндра 2 автоматического регулятора, отжимая поршень 3 влево. При этом жидкость из полости Б по­

до величины р г открывается клапан 4, преодолевая сопротивление пружины 5, после чего полости А и Б сообщаются друг с другом.

396

4

Рис. XV.8. Механизмы автоматиче­ ской регулировки зазора между барабаном и колодками: а — сту­ пенчатой; б — бесступенчатой;

в — бесступенчатой МАЗ

397

При оттормаживаніш после падения давления до величины р х клапан 4 закрывается, разъединяя полости А и Б. Поршень 3 перемещается вправо на величину А, соответствующую заданному значению зазора между трущимися парами тормоза б. Регули­ ровка зазора А осуществляется гайкой 6.

§72. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ БАЛАНС ТОРМОЖЕНИЯ

ИНАГРЕВ ТОРМОЗОВ

гКинетическая энергия автомобиля при торможении расходуется

на преодоление следующих сопротивлений:

1 ) трения в механических, гидравлических пли электрических тормозах;

2 ) сопротивления воздуха поступательному движению авто­ мобиля и вращению колес;

3)сопротивления качению автомобиля;

4)трения в трансмиссии автомобиля;

5)скольжения шин по поверхности дороги.

Энергетический баланс торможения при качении всех колес без их блокировки будет

Г К

где б' — коэффициент, учитывающий влияние вращающихся масс (при отключенном двигателе); та — масса автомобиля, кг; ѵх—

скорость в начале торможения, м/с; 2 хср — среднее значение результирующей силы трения между барабаном и колодками (дисками и т. д.); гб и гк — радиусы тормозного барабана и колеса; a — коэффициент скольжения заторможенного колеса; Pwcp — средняя величина силы сопротивления воздуха на пути торможения автомобиля; sT— длина тормозного пути; g — ускорение силы тяжести; f — коэффициент сопротивления качению; М г— средний момент сил трения трансмиссии, отнесенный к оси колес.

В случае блокировки (юза) всех колес первый, третий и чет­

где Ga — сила тяжести (вес) автомобиля.

Так как член Pwcpsx при имеющих место скоростях движения весьма мал, то практически вся кинетическая энергия заторма­ живаемого автомобиля воспринимается работой.трения шин о до­ рогу, что вызывает их перегрев и усиленный износ. Энергетиче­

398

Заметное улучшение энергетического баланса торможения и снижение работы, расходуемой на скольжение шин, может быть достигнуто при применении противоблокирующих устройств и регуляторов тормозных моментов, подводимых к отдельным мостам.

Кинетическая энергия движущегося автомобиля при торможе­ нии превращается в тепло. Хороший теплоотвод от тормозных механизмов является важной задачей.

На рис. XV.9, а представлены кривые нагревания барабана (сплошные линии) и накладки (штриховые линии) легкового автомобиля при движении его в городе и за городом. Цифры над нижними кривыми обозначают скорость (км/ч) в начале тормо­ жения. Как видно из рисунка, температура барабанов достигает 230° С, а накладок 100° С.

На рис. XV.9, б представлены изотермы (в °С) по сечению чугунного тормозного барабана автобуса в конце 1 2 -минутного торможения. При значительной неравномерности распределения температур по ширине барабана температура по толщине стенки меняется мало. В открытых колодочно-дисковых тормозах тем­ пература диска достигает 500° С.

Отвод тепла с поверхности трения может быть улучшен: применением для барабанов металлов, обладающих высокой

теплопроводностью; увеличением поверхности охлаждения за счет оребрення;

улучшением вентиляции нагреваемых деталей.

На рис. XV.9, в и г представлены схемы барабанов биметал­ лического типа с венцом из алюминиевого сплава. Вследствие разных коэффициентов расширения (большего у алюминиевого

399