автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Анализ рабочего процесса и повышение эффективности барабанного тормозного механизма транспортных средств

ОД

На правах рукописи

Логиновский Андрей Александрович

АНАЛИЗ РАБОЧЕГО ПРОЦЕССА И ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ БАРАБАННОГО ТОРМОЗНОГО МЕХАНИЗМА ТРАНСПОРТНЫХ СРЕДСТВ

Специальность 05.05.03 - * Колесные и гусеничные машины"

Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Челябинск - 1998

Работа выполнена в Южно-Уральском государственном университете н кафедре "Автомобили и тракторы".

Научный руководитель - кандидат технических наук, доцент

Жестков В.В.

Официальные оппоненты: доктор технических наук, профессор

Березин ИЛ.;

кандидат технических наук, доцент Савельев Б.В.

Ведущее предприятие - ОАО "УРАЛАВТОПРИЦЕП".

Защита состоится " 1л УОШК 1998 г„ в •'¡^часов, н

заседании диссертационного совета К053.13.02 по присуждению учено степени кандидата технических наук в Южно-Уральском государственно университете по адресу: 454080, г, Челябинск, пр. им. В.И. Ленина, 76.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке университета.

Отзывы на автореферат в двух экземплярах, заверенных гербовс печатью, просим направлять по указанному адресу на имя ученого секрета£ диссертационного совета.

Автореферат разослан ,110. Л 1998 г.

Ученый секретарь

диссертационного совета,

кандидат технических наук, допент

_<С—/7 В.В. Жестков

) '

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность темы. Тенденции повышения удельных нагрузок требуют повышения мощности тормозных механизмов при одновременном уменьшении зиаметра тормозного барабана. Традиционные методы расчета основаны на апри-з]эно принятых законах распределения реакций по длине и не учитывают распре-целение по ширине фрикционной пары, поэтому мало приспособлены для выбора параметров тормозных механизмов современных типоразмеров, так как простым назначением и корректировкой закона трудно учесть все многообразие действующих факторов. Таким образом, анализ взаимодействия элементов барабанного тормозного механизма, позволяющий прогнозировать фактическое распределение :ил в контакте в зависимости от приводного усилия, геометрических параметров и механических свойств материалов является актуальной задачей. Это позволит установить причинно-следственные связи в формировании фрикционных свойств и создаст условия для выбора более компактных и эффективных тормозных механизмов мобильных машин.

Цель работы. Повышение эффективности барабанных тормозных механизмов путем выбора рациональных геометрических параметров системы "нолодка-накладка-барабан" на основе прогнозирования фрикционных свойств я деформаций основных элементов, исходя.из заданного приводного усилия.

Объект исследования. Барабанные тормозные механизмы с неподвижными эпорами колодок транспортных средств.

Методы исследования. Теоретическое обоснование выполнено методом конечных элементов в трехмерной постановке. Экспериментальная оценка досто-зерности и работоспособности предложенных технических решений проведена в лгендовых и дорожных условиях.

Научная новизна. Предложена методика функционального расчета барабанах тормозных механизмов транспортных средств, учитывающая трехмерную -еометрию фрикционной поверхности, формирующуюся при типичном режиме (агружения в результате взаимодействия деформируемых элементов механизма.

Установлено, что для повышения эффективности и снижения неравномерности распределения давлений по накладкам целесообразно: тормозной механизм та* компоновать на транспортном средстве, чтобы направление вращения колеса было противоположным направлению вращения разжимного кулака; ребро жесткости колодок выбирать из условия, что для активной колодки ребро должно имел повышенную жесткость, для пассивной - пониженную жесткость; фрикционные накладки, располагать относительно оси разжимного устройства со смещениеы 25е. Для перспективного механизма определены рациональные пс эффективности: толщина обода и высота ребра жесткости колодок, ширина и высота упрочняющего ребра барабана.

Практическая ценность. Методика обеспечивает с точностью необходимо? при проектировании численное определение параметров рабочего процесса тормозного механизма под действием заданного приводного момента на кулачковое оиорно-разжимном устройстве и, формирующихся в процессе взаимодействш накладки и барабана, нормальных и тангенциальных реакций. Методика многократно апробирована и используется при проектировании.

Реализация результатов работы. Расчетом определены параметры тормозного механизма, соответствующего международным требованиям в отношенш эффективности, для колесной оси, унифицированной с ёвропейскими аналогами Предложенные параметры приняты при изготовлении колесной оси 998592410002-20 для прицепных транспортных средств ОАО "УРАЛАВТОПРИЦЕГГ что подтверждено соответствующим актом.

Апробация работы. Положения работы докладывались на 3-х международных (Польша 1994,1997г., Узбекистан 1996г.) и 4-х всероссийских конференция* (Москва 1990,1996г., Дмитров-автополигон 1996г., Миасс 1996г.).

Публикации. Основные положения опубликованы в 8 печатных работах.

Объем работы. Диссертация состоит из введения, пяти глав, заключения списка использованных источников и приложения. Общий объем - 144 е., в тоь числе 137 с. основного текста и 44 с. иллюстраций. Список использованных источников содержит 54 наименования.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

1. Состояние вопроса и задачи исследования. Международные и нацио-альные стандарты, тенденции развития конструкций современных зарубежных и течественных аналогов тормозных механизмов определяют уменьшение диамет-а и увеличение ширины фрикционной поверхности. Вместе с тем, существую-дае конструкции тормозных механизмов не тсшько'неудовлетворительны в отно-1ении энергоемкости, но и не отвечают всей совокупности требований в отноше-ии тормозного момента. Создание тормозных механизмов перспективного типо-азмера потребовало повышения эффективности и совершенствования рабочего

роцесса взаимодействия элементов фрикционной пары путем обеспечения соот-

»

гтствующего распределения сил в контакте "накладка-барабан", минимизации гроятности перекоса колодки и т.п.

Анализу рабочего процесса тормозных механизмов посвящены работы мно-IX авторов (Автушко В.П., Беленький Ю.Б., Вольненко А.Н., Генбом Б.Б., Гольд .В., Гредескул А.Б., Гришкевич А.И., Мамитя Г.И., Мащенко А.Ф., Метлюк Н.Ф., »едосов A.C., Jante A., Jahn М. и др.). Однако традиционные методы функцио-мьного расчета основаны на априорно принятых законах распределения ради-гьных сил во фрикционной паре; рассматривают взаимодействие накладки и банана только в плоскости вращения и предполагают равномерный закон распре-:ления по.ширине накладки; не учитывают в полной мере деформативные свой-ва элементов механизма, условия формирования фрикционной поверхности, редлагаемые методы уточнения традиционных методик не обладают достаточ->й общностью для прогнозирования характеристик новых конструкций, а иногда осматривают взаимодействие цилиндрических поверхностей на основе не клас-шеских представлений ("параллельная система сил" Мамити Г.И.). ■

Таким образом, существующие методы расчета мало приспособлены для вы-ipa параметров механизмов с уменьшенным диаметром и увеличенной шириной бочей поверхности. Обоснование параметров таких тормозных механизмов це-сообразно на основе анализа взаимодействия пространственно протяженных

элементов и прогнозирования фактического распределения сил во фрикционнс паре в зависимости от внешнего приводного усилия, геометрических параметр« и механических свойств материалов. Поставленная цель потребовала решен! следующих задач:

- разработка методики функционального расчета барабанных тормозных м ханизмов транспортных средств, учитывающей пространственную протяженное основных элементов и геометрию фрикционной поверхности;

- определение для тормозного механизма качественной и количественш взаимосвязи между условиями работы, геометрическими параметрами основш элементов механизма и распределением сил во фрикционной паре;

- обоснование для тормозного механизма перспективного типоразмера р циональных с точки зрения эффективности параметров: координат расположен накладок, толщины обода и высоты ребра жесткости колодок, ширины и высет упрочняющего ребра барабана;

- экспериментальное подтверждение работоспособности и соответств нормативным требованиям предложенных технических решений.

2. Анализ взаимодействия элементов фрикционной пары и методи функционального расчета. Предметом настоящей работы являются законом( ности формирования характеристики тормозного момента механизма при о/и кратном кратковременном торможении (функциональный расчет). В соответств с этим решаем статическую задачу упругого взаимодействия элементов механиз и не рассматриваем влияние температуры.

Для анализа рабочего Процесса тормозного механизма рассмотрим простр; ственное взаимодействие трех тел: "разжимное устройство", "колодка-наклад! и "барабан", представленных конечноэлементными моделями с приложением тнвных сил и соответствующими реакциями связей. На рис. I приведена расч ная схема механизма (для простоты в плоскости вращения). Каждое из тел д кретизировано на множество нзопараметрических пространственных восьми ловых конечных элементов (поз. I, 3, 5). Момент, сообщаемый кулаку от торм ной камеры, моделируем парой сил Р. Силы <5, сообщаемые кулаком тормозн

6

а)

б)

ис1. Расчетная схема тормозного механизма: а) разжимное устройство; б) колодка с накладкой; в) тормозной барабан 7

колодкам, получаем в соответствующих точках контакта кулака и роликов с пс мощью закреплений в нормальном направлении (поз.4). Точки контакта кулака роликов расчитываем из кинематики вращения колодок, заданных размеров рол* ков, геометрии криволинейной поверхности кулака и накладок, трением в ося роликов пренебрегаем. Рабочая поверхность накладки закрепляется в радиально! направлении (поз.2). Аналогично накладываем связи в осях вращения колодо! Для барабана связи накладываем в виде запрещения всех перемещений в узла (поз.6), геометрически соответствующих точкам крепления фланца барабана.

С использованием аппарата метода конечных элементов для каждого из те (разжимное устройство - индекс "у", колодки с накладками - индекс "к", бараба - индекс "б") формируются: матрицы жесткости К с учетом условий закрепленш вектор-столбец V неизвестных перемещений; вектор-столбец F приведенных узлам внешних сил; матрицы жесткости К и вектор-столбец заданных перемещс ний V узлов контакта. В итоге получаются системы вида

KV = F + KV. - (1

Решая системы (1) методом LDLфакторизации относительно V и допол нив заданными перемещениями V, определяем реактивные силы R в узлах моде ли, в том числе R, соответствующие контактирующим поверхностям.

Рассматривая взаимодействие 3-х тел, решаются одновременно две контаю ные задачи: взаимодействие разжимного устройства и колодок; взаимодействи колодок и барабана. Принцип решения задач одинаков и осуществляется в соот ветствие с алгоритмом Шварца, путем последовательных приближений. В мат ричной форме процедура решения контактной задачи на j-u шаге итерационног процесс может быть представлена следующим образом.

Расчет конечно-элементной модели разжимного устройства. Система ли нейных уравнений имеет следующий вид:

Ку Vy = Fy + Ky(V^ + w(Vy" - V-)), (2

гае Vy"- вектор-столбец перемещений к поверхности кулака, сформировании:

на }-2 шаге процедуры (индекс V указывает на выбор нормальных к поверхности компонент перемещений); Уу"~ вектор-столбец перемещений, полученный на "шаге процедуры, численно равный перемещениям узлов колодок Уу" = Ук" (в этом векторе, также как и в Щ" исключены перемещения, соответствующие кинематическому повороту кулака относительно его оси); н> - коэффициент релаксации, предназначенный для уменьшения влияния значений перемещений конкретного шага. Определяем реактивные силы Ку.

Расчет конечно-элементной модели, колодок. Система линейных уравнений имеет следующий вид: ■ ■ * •

.КкУ1£=Рк + г + Кк(У^+У^л+ЧУкп-^п)), (3)

где Кк- вектор-столбец сил, действующих от кулака на ролики колодок, численно равный и противоположный по знаку вектору реакций 'Йу; г - вектор-столбец тангенциальных сил, полученный на предыдущем шаге ]-1 при расчете модели колодок; У^", - соответствующие вектора перемещений узлов накладки,

причем Ук" э Уд"; У^ - вектор-столбец перемещений, узлов поверхности накладки, определяющий отклонения поверхности накладки от идеальной цилиндрической формы (определяется начальными условиями задачи). Рассчитываем реактивные силы и тангенциальные силы

— - *

И = • ■ • '(4)

гд? ц - /.4р) - функциональная зависимость коэффициента трения от давления в ¡-м узле, полученная для применяемой композиции накладки путем математической обработки известных экспериментальных данных. .

Расчет конечно-элементной модели барабана. Система линейных уравнений имеет следующий вид: • ^

КбУб=Р6 + тб, ^ (5)

где Рд, г б - векторы сил, действующие на барабан со стороны накладок.

Последовательный расчет моделей разжимного устройства, колодок и барабана продолжается до тех пор пока наибольшая относительная разница перемещения узлов поверхности накладки между соседними итерациями не окажутся устойчиво меньше наперед заданной величины 0.1%'. Этим обеспечивается равенство радиальных перемещений рабочих поверхностей накладок и барабана при равных, но противоположно направленных контактнкх силах.

Начальные условия V? должны учитывать особенности работы тормозных механизмов транспортных средств: типичный режим работы - режим частичного нагружения, а функциональный расчет производится для случая экстремальногс

нагружения. Поэтому уЦ определяется геометрией фрикционной поверхности формирующейся при типичном режиме приработки механизма, который дш транспортных средств рекомендуется принимать соответствующим режиму тор можения с половинной эффективностью. Рассматривая процесс формировани; профиля квазистационарным, принимаем, что изменение толщины <5^ накладки 1 каждой точке пропорционально уровню складывающегося давления р, . Задач; сводится к определению вектора-столбца начальных перемещений = {у(Ь ко торый формируется под воздействием вектора давлений Р = {/?, } на накладку. Пр

формировании V® будем исключать возможный поворот колодки (как единог целого) относительно опоры. В результате выбор начальных условий осуществля ется следующим образом:

- первоначально предполагаем идеальное совпадение поверхностей накладо

и цилиндрической поверхности барабана V® = 0 и принимаем значение К пр( водного усилия, соответствующим типичным условиям нагружения;

- решаем контактную задачу взаимодействия 3-х тел при заданных условия и рассчитываем Р = {р(};

- определяем приращение Л',- ~ />, с коэффициентом пропорциональност выбранным из условия сходимости задачи, исключаем составляющую перемещ

ний, связанную с поворотом колодок, добавляем модифицированный вектор «Я»,- к

существующему вектору V^ = V® + {Svj};

- последовательность шагов повторяется до тех пор, nofca их количество не превысит наперед заданного значения.

Момент трения тормозного механизма Мт определяется как произведение радиуса барабана на сумму тангенциальных сил, действующих по рабочей поверхности барабана, с учетом функциональной зависимости ц = //(/;,).

Предложенная методика расчета многократно проверена при решении тестовых задач, имеющих аналитическое решение, и апробирована при расчетах различных конструкций, тормозных механизмов. Результаты расчетов подтверждают качественно и количественно известные из литературы картины распределения реакций во фрикционной паре, возникающие в различных предельных случаях (например, недеформируемые - колодка и барабан, деформируемая накладка). Расчеты позволили систематизировать принимавшиеся ранее и известные из экспериментов законы распределения давлений тормозных механизмов транспортных средств. Установлено, что при типичных условиях нагружения формируется такой профиль накладки, что распределение давлений по длине стремится к закону s/л — стационарной картине, определяемой кинематическим перемещением поверхности накладки, а увеличение приводного усилия до экстремального приводит в качественном отношении к закону cos независимо от параметров механизма (рис.2). Причем, уровни максимальных давлений на краях в три-четыре раза превышают средние уровни.

3. Стендовые экспериментальные исследования. Для определения количественного соответствия были проведены специальные экспериментальные исследования. Эксперимент проводился на стенде с беговыми роликами, на которые устанавливалось колесо с тормозным механизмом. Измерительная система включала в себя: компьютер в качестве регистрирующего и обрабатывающего устройства, электронный блок с аналоге - цифровым преобразователем и платами нормализующих усилителей, устройство задания режимов торможения, систему датчи-

-».вращения барабана

ш

Опора колодки

Щ)

Опора колоды

Активная колодка

Пассивная колодка

Активная колодка

Пассивная колодка

6

МПа

п

Р 2

. О--

О 20 40 ! 60 80 100

се° >

Фланец 2; барабана ^

110 90 70 50 30 10

б) .

Рис. 2. качественные картины распределения давлений во фрикционной па барабанного тормозного механизма с кулачковым приводом колодо: а) при типичных условиях нагружения; б) при экстремальном • нагружении

1

ков. В эксперименте регистрировались и контролировались следующие параметры: тормозной момент механизма, давление воздуха в тормозной камере, деформации фрикционных накладок - тецзодатчики были расположены в радиальных пазах тормозных накладок, в плоскостях перпендикулярных плоскости вращения колеса. Эксперимент проводился с двумя типами тормозных механизмов, типоразмера 440x140 и 380x140, и при двух режимах на1ружения, соответствующих типичному режиму и режиму экстремального нагружения. Экспериментальные и расчетные характеристики деформаций накладок и тормозного момента механизма типоразмера 440x140 приведены на рис. 3,4. Расчетные значения тормозного момента, близкие к экспериментальным данным (погрешность не более 10%), а также нелинейный характер'зависимости свидетельствуют об удовлетворительной точности предложенной методики расчета. Правомерность методики подтверждается и сопоставлением расчетных и экспериментальных значений деформаций накладок (максимальная относительная погрешность не более 15%).

4. Обоснование параметров барабанного тормозного механизма перспективного типоразмера. Используя разработанную методику, выполнено обоснование параметров тормозного механизма с уменьшенным диаметром и увеличенной шириной рабочей поверхности. Рассматривались качественные и количественные закономерности влияния на распределение сил во фрикционной паре и тормозной момент следующих параметров: направление вращения разжимного . кулака; угловой координаты расположения фрикционных накладок; высоты ребра жесткости колодки; толщины обода колодки; высоты и ширины упрочняющего ребра барабана.

Обобщая результаты исследования, в целом для рассматриваемого класса барабанных тормозных механизмов с кулачковым приводом колодок определено следующее. Формирование экстремумов давлений обусловлено двумя факторами: с одной стороны, направлением вращения барабана, определяющим условия работы колодок (активная или пассивная); с другой стороны, направлением вращения кулака, определяющим направление действия приводных сил на колодки. Анализ распределения давления по поверхностям накладок показывает; что для

Активная колодка

Пассивная колодка

85 105

0.00О1-

105 85 65 45 25

0.20 %

12,

р 0.08 0.04 0.00

1

/

Г" 1 <•» /

а)

0.20 %

| 0.12 Е,

25 45 65

а° —

85 105

105 85 65 45 25

Рис. 3. Экспериментальные и расчетные характеристики деформац: фрикционных накладок механизма типоразмера 440x140 мь а) типичный режим нагружения; б) экстремальный режим нагружения; * - эксперимент,-- расчет

16 кНм 12

А,«

■

/

0.00 0.15 0.30 0.45 МПа 0.60 Рт-

Рис. 4. Экспериментальная и расчетная характеристики тормозног момента: ——— экспериментальная; -расчетная

[ассивной колодки при однонаправленном вращении разжимного кулака и колеса кстремум давлений более чем в два раза превышает соответствующий экстремум явлений при разнонаправленном вращении. Для выравнивания профиля давле-1ий по накладкам тормозной механизм следует так компоновать на транспортном :редстве, чтобы направления вращения колеса и разжимного кулака были проти-юположными.

Смещением фрикционной накладки от оси симметрии в сторону разжимного •стройства достигается значительное снижение значений средних квадратических >тклонений давлений по накладкам: активная колодка до 10%, пассивная - 30% рис.5 а). Накладки целесообразно располагать относительно разжимного устрой-ггва со смещением 25°, при этом тормозной момент механизма можно увеличить 1е менее чем на 6%.

При выборе ребра жесткости колодок следует принимать во внимание целе-:ообразность колодок с различной жёсткостью, а именно, ребро жесткости актив--юй колоДки должно иметь повышенную жесткость, пассивной - пониженную «есткость. Однако, к изменению жесткости наиболее чувствительна в отношении неравномерности распределения давлений активная колодка (рис.5б). Следовательно, при условии симметрии колодок высота ребра жесткости должна соответствовать параметрам рационально выбранной активной колодки.

Увеличение толщины обода колодки приводит к выравниванию давлений по площади накладок с одновременным снижением экстремумов давлений на краях накладок особенно у разжимного устройства. Толщину обода колодки целесообразно выбирать в пределах 6...8мм, чем достигается повышение эффективности работы накладки по всей поверхности (в частности, за счет рационального использования ширины накладки) и снижение (на 8... 10%) значений средних квадратических отклонений давлений по поверхности накладок.

Разработана методика выбора параметров упрочняющего ребра тормозного барабана. Для заданных компоновочных параметров барабана и конструктивных параметров колодки расчетом по разработанной методике минимизируется момент реактивных сил в опоре колодки (результаты приведены на рис.6), дейст-

- 15

а) \ б)

Рис. 5. Изменение значений средних квадратических отклонений

давлений по накладкам в зависимости от параметров механизма:

а) при смещении накладок относительно разжимного устройства;

б) при изменении высоты ребра жесткости колодки;

— деформируемый барабан,. - - -недеформируемый барабан

а) ' б) •

Рис.6. Изменение моментов реактивных сил в опорах колодок (%) по отношению к механизму с барабаном без ребра жесткости: а) при увеличении ширины ребра; 6) при увеличении высоты ребра

зугощий в плоскости перпендикулярной плоскости вращения колеса. Этим достигается снижение вероятности перекоса колодки в рабочем процессе и повышение :табильности . характеристик механизма. Так, для тормозного механизма 120x200мм рациональными являюуся параметры ребра: <2=45мм, ¿>=15...20мм.

Методика расчета позволяет получить характеристику тормозного момента механизма в функции давления в приводной пневмокамере Мт(рт) (рис.7), наибо-1ее полно и достоверно учитывая основные параметры и факторы, определяющие ;е. Так результаты расчетов подтверждают известные экспериментальные данные ) нелинейности характеристики. Доказано, что при рациональном выборе параметров механизма 420x200мм снимаемый при экстремальном нагружении тормозной момент может быть увеличен не менее чем на 15%. При этом средний 'ровень давлений по накладкам снизится с 2,4МПа (440x140мм) до 1.7МПа 420x200мм) при одновременном снижении неравномерности давлений (рис.8), ¡то количественно выражается в уменьшении значений средних квадратических »тклонений давлений по накладкам: для пассивной колодки не менее чем на 20%; [ля активной колодки не менее чем на 8%.

Дорожные испытания механизмов. Результаты работы нашли отражение техническом проекте колесной оси, который был передан ОАО УРАЛАВТОПРИЦЕГГ'. Предложенные технические решения были реализованы опытных образцах тормозных механизмов 420x200. Испытания полуприцепа с пытными образцами тормозных механизмов были проведены в объеме испыта-ий типа 0, 1, II, а также с установкой антиблокировочной системы в различных орожных условиях. Большой объем испытаний позволил провести разрабоган-ый мобильный измерительно-управляющий комплекс на основе портативного омпьютера. Получены результаты, подтвердившие соответствие тормозных ме-анизмов нормативным требованиям в отношении эффективности и энергоемкого. Анализ результатов показывает, что при установке тормозных механизмов 20x200 эффективность торможения всех моделей полуприцепов производства >АО "УРАЛАВТОПРИЦЕГГ при испытаниях типа 0 с запасом не менее 10% со-гветствует нормативным требованиям.

20 кНм 16

М,

12

-

0.00

0.15 0.30

Рте —•

0.45 МПа 0.60

Рис. 7. Характеристика тормозного момента механизма: -механизм 420x200; — механизм 440x140

Активная колодка

Пассивная колодка

0 20 40 60 80 100

в 6-8 у

■4-6

Н МПа п2-4 б

□0-2 . 2т и

и'А

Фланец I ■¡уИ. барабана р^

1 0

у у у / У

✓ ✓ ✓ у «

"Ух

а)

110 90 70 50 30 10

— сс

■6-8 8 •4-6 МП| □2-4-□0-2 |

Фланец Р 2 барабана 1

0.

'110 90 70 " 50 30 10

-I-ОС°

Рис.8. Распределение давления по накладкам тормозного механизма: а) механизм 420x200; о) механизм 440x140

ОСНОВНЫЕ РЕЗУЛЬТАТЫ И ВЫВОДЫ

1. Существующие методы расчета тормозных механизмов основаны на априорно принятом распределении реакций между накладкой и барабаном, отражают лишь идеализированные случаи взаимодействия элементов тормозного механизма; рассматривают взаимодействие элементов только в плоскости вращения; не учитывают условий приработки фрикционной накладки и, следовательно, не могут в полной мере служить основой для создания механизмов уменьшенного диаметра и увеличенной ширины фрикционной поверхности.

2. Предложена методика функционального расчета барабанных тормозных

I

механизмов транспортных средств на основе анализа взаимодействия деформируемых элементов - кулачкового разжимного устройства, колодку, накладки и барабана с учетом трехмерной геометрической протяженности, под действием заданного приводного усилия и формирующихся в процессе взаимодействия накладки и барабана нормальных и тангенциальных реакций.

3. Для тормозных механизмов мобильных машин анализ взаимодействия элементов должен представлять собой последовательность двух этапов: предварительно итерационным процессом определяется геометрия фрикционной поверхности, формирующаяся в результате взаимодействия деформируемых элементов механизма при типичном режиме нагружения; при предельном режиме нагруже-нии определяется эффективность механизма, как результат взаимодействия барабана и колодок с полученными на предварительном этапе геометрическими формами фрикционной поверхности накладок.

4. Для барабанных тормозных механизмов закон распределения давлений по накладкам при заданных условиях нагружения определяется соотношением этих условий с типичными условиями приработки фрикционных накладок. Для транспортных средств, имеющих типичный режим работы при частичных нагрузках, экстремальное торможение приводит к косинусоидальному закону распределения давлений по накладкам независимо от параметров механизма.

5. Для выравнивания поофиля давлений по накладкам тормозной механизм

следует так компоновать на транспортном средстве, чтобы направления вращения колеса и разжимного кулака были противоположными.

6. Для повышения эффективности и снижения неравномерности распределения давлений по накладкам целесообразно фрикционные накладки располагал относительно оси разжимного устройства со смещением 25°.

7. При условии симметричности колодок выоота ребра жесткости должна соответствовать параметрам рационально выбранной активной колодки.

8. Для тормозного механизма перспективного типоразмера 420x200 мм определены качественные и количественные зависимости влияния на выходные характеристики основных геометрических параметров колодок и выбраны их рациональные значения: толщина обода колодки 6...8 мм, высота ребра жесткости 60...70мм, ширина и высота упрочняющего ребра тормозного барабана, соответственно, 45 мм и 20 мм. .

9. Сравнительный анализ характеристик тормозных механизмов 440x140 мь и 420x200 мм показывает, что при прочих равных условиях рациональным выбором параметров снимаемый при экстремальном нагружении тормозной момент может быть увеличен не менее чем на 15%, при одновременном снижении неравномерности да&пений по поверхности накладок, что выражается в уменьшена значений средних квадратических отклонений давлений по накладкам: для пассивной колодки более чем на 20%; для активной - не менее чем на 8%. '

10. Дорожные испытания прицепа с опытными образцами тормозных механизмов, подтвердили соответствие механизмов нормативным требованиям в отношении испытаний типа 0,1, II. В настоящее время семейство прицепных транс портных средств с тормозными механизмами 420x200 мм получило "Одобренш типа транспортного средства" Госстандарта России.

Содержание диссертации опубликовано в следующих работах автора:

1. Анализ напряженно-деформированного состояния основных элементов барабанных тормозных механизмов // Тезисы докладов четвертого научно-технического совещания "Динамика и прочность автомобиля". -М.: Институт проблем механики АН СССР, 1990.- С. 86 (в соавторстве).

2. Анализ напряженно-деформированного состояния элементов барабанных эрмозных механизмов // Деп. НИИстандартавггосельхозмаш, 18.09.1991,-Ь2097. - an.1991.- Юс. (в соавторстве).

3. Analysis of co-operation and grounds of parametrs of basic details in drum rake mechanismes // Brakes of road vehicles. - Lodz: Poland, 1994. - P. 181 -185.

4. Метод расчета автомобильных барабанных тормозных механизмов с несдвижными опорами колодок // Тезисы докладов VII научно-технического со-гщания по динамике и прочности автомобиля. - М.: Институт машиноведения \Н им. А.А.Благонравова, 1997. - С.25-26 (в соавторстве).

5. Расчет фрикционных свойств и выбор рациональной конструкции бара-1нных тормозных механизмов мобильных машин // XV Российская школа по роблемам проектирования неоднородных конструкций. -Миасс: УралАЗ, 1996.— .58-59.

6. Анализ взаимодействия основных элементов барабанных тормозных мс-щизмов мобильных машин // Труды международной научно-технической кои-еренции по проблемам развития автотранспорта и транзитных коммуникаций в ентрально-Азиатском регионе. - Ташкент: ТАДИ, 1996. -Т.2., С.95-97 (в соав->рстве).

7. Электропневматичекое управление тормозной системой полуприцепа // втомобильная промышленность, 1997. - №5. - С.35-36 (в соавторстве).

8. Methodology of complex computational analysis of work process of drum brake Brakes of road vehicles. - Lodz: Poland. 1997. - P. 283-291 (в соавторстве).