автореферат диссертации по транспортному, горному и строительному машиностроению, 05.05.03, диссертация на тему:Совершенствование методов расчета и конструкций тормозных систем легковых автомобилей

ХАРЬКОВСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АВТОМОБИЛЬНО-ДОРОЖНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

* На правах рукописи

ФЕДОСОВ АЛЕКСАНДР СЕРГЕЕВИЧ

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ МЕТОДОВ РАСЧЕТА И КОНСТРУКЦИЙ ТОРМОЗНЫХ СИСТЕМ ЛЕГКОВЫХ АВТОМОБИЛЕЙ

05.05.03 - автомобили и тракторы

Автореферат

диссертации на соискание ученой стг ~» и доктора технических наук

Харьков, 1994

А.

Диссертацией является рукопись. Работа выполнена в Харьковском государственном автомобиле дорожном техническом университете.

Официальные оппоненты:

1. Доктор технических наук, профессор В.П. Сахно

2.' Доктор технических наук, профессор Б.Я. Анилович

3. Доктор технических наук, профессор И.Н. Серебряков

Ведущая организация: Запорожский автозавод Защита состоится 1995 г. в /О часов

на заседании специализированного ученого совета Д.02.17.02 при Харьковском государственном автомобильно-дорожном техничес университете по адресу: 310078 Харьков-78, ул. Петровского, 25 С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке ХГАДГУ.

Автореферат разослан "/О" . 1995 г.

Ученый секретарь

специализированного ученого совета Подригало М.А.

о

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РАБОТЫ

Актуальность работы определяется ее направленностью на повышение тормозных качеств и технического уровня легковых автомоби- -лей в рамках выполнения Государственной программы развития автомобилестроения Украины, госбюджетной темы № 24-53-93 (приказ Мин-ВУоа Украины 78 от 21.03.91), теш № 09.Н1 плана НИОКР "Безопасность дорожного движения" на 1982-85 г.11., утвержденного ГКНТ ССОР 25.02.82, Постановления Совмина СССР № 613 от 17.07.80 (проблема ГКНТ 1.19.01, задание 03.01) о создании автомобиля ЗАЗ-П02.

Тормозные качества оказывают существенное влияние на безопасность дорожного движения и конкурентоспособность легковых автомобилей, составляющих более 80 % мирового автопарка, а их уро-зень должен соответствовать постоянно ужесточающимся требованиям общества к собственной безопасности. Поэтому необходимо постоянно ювершенствовать как конструкцию тормозных систем, так и теоретическую базу их проектирования.

Автомобильная промышленность бывшего СССР ориентировалась на фименение заимствованных'или компилятивных концепций, процесс фоектирования которых практически сводился к детальной разработ-:е и поверочному расчету известных конструкций. Это предопредели-:о и фактическое отсутствие теоретической базы системного подхо-,а, реализуемого на предварительном этапе проектирования, - собо-упности "быстрых" или проектных методик анализа и отбора много-исленных вариантов будущих конструкций. Модели такого рода за ру-ежом относят к "ноу хау". Такое положение препятствует созданию пережающих технических решений и не соответствует желаемому уров-о развития автомобильной промышленности Украины.

Цель работы - создание теоретической основы для реализации «темного подхода к выбору концепций и основных параметров тор-

мозного управления легковых автомобилей на предварительном этап проектирования, разработки и. анализа опережающих технических решений.

Тормозные системы легковых автомобилей помимо компоновочныэ имеют ряд конструктивных и эксплуатационных особенностей - самоустанавливающиеся колодки, дисковые тормоза открытого типа, гидропривод, повышенную цикличность работы и т.д.

Объектом исследования являются конструкции тормозных систек легковых автомобилей и метота анализа их рабочих процессов.

Методологической основой работы являются принципы системного подхода к проектированию, требующие от расчетных моделей соче тания высокого уровня абстракции и информативности с простотой и учетом влияния только основных параметров конструкции. Поэтом} при разработке проектных моделей предпочтение отдавалось концептуальному методу, который, в отличие от формального, использует только основные законы природы и наиболее полно удовлетворяет указанным требованиям. При решении отдельных еадач использование принципы минимума диссипации энергии и суперпозиции временных процессов, методы механики, теплопередачи, теории автоматического управления, теории вероятностей, математической статистики и планирования экспериментов.

Основной тезис, выносимый на защиту, состоит в обобщении и разработке теоретических и прикладных аспектов системного подход: к проектированию тормозного управления легковых автомобилей,'спс собствующих созданию опережающих технических решений.

Научная новизна заключается в определении новых функциональ ных и статистических связей между параметрами автомобиля и его • тормозного управления.

Проблема создания теоретической основы системного подхода к

проектированию тормозного управления легковых автомобилей представлена в составе задач, при решении которых получены новые научные результаты, которые выносятся на защиту:

1. Модели взаимосвязей динамических характеристик автомобилей- максимальной скорости и приемистости с применяемыми концепциями тормозов и типоразмерами колес, ограничивающих их габариты.

2. Аналитические модели статических, статистических и динамических выходных характеристик тормозов, установленные путем применения принципа минимума диссипации энергии, учета возможности миграции пятен контакта и частотно-независимого характера упругих несовершенств трущихся деталей.

3. Модели энергопреобразующих качеств тормозов, учитывающие периодическую составляющую температуры поверхности трения, обусловленную неравенством трущихся поверхностей, влияние динамических качеств автомобиля на объёмную температуру ротора и возможности резкой интенсификации теплоотдачи при испарительном охлаждении ротора диспергированной струей воды.

4. Принципы построения эффективных алгоритмов антиблокировоч-пых систем (АБС), использующие модель " у-5 " - диаграмм^/; основанную на корректном учете особенностей трения эластичных тел, и линейный непрерывный способ управления путем изменения приводного □двления пропорционально регулируемому АБС параметру.

5. Модели учета влияния внешних и внутренних возмущений на келаемое и реальное распределение тормозных сил по колесам, осям л бортам автомобиля.

6. Модели статических и динамических характеристик гидропри-зода, его отдельных контуров и агрегатов.

7. Модели определения основных параметров комбинированного 1асосного привода с гидроусилителем тормозов (ГУТ) для автомоби-

D

ля и буксируемого им одноосного прицепа, принципы унификации и стандартизации его агрегатов.

Перечисленные 'новые научные результаты получены лично автором и отражают его личный вклад в обобщение работ, выполненных' под его научным руководством аспирантами и соискателями.

Достоверность основных научных результатов, выводов и рекомендаций, изложенных в диссертации, прежде всего устанавливалась путем сопоставления с результатами исследований, полученных независимыми авторами, а при их отсутствии - личными экспериментальными и модельными исследованиями, решениями, полученными другими методами, результатами НИР и ОКР, проведенными совместно с ЗАс ГАЗ, ЗИЛ, УАЗ, ЛуАЗ и другими заводами, опытом проектирования и эксплуатации автомобиля 3A3-II02.

Практическая значимость и реализация результатов исследована Применение предложенных в работе теоретических основ реализации системного подхода к проектированию тормозного управления легковь автомобилей позволило:

1. Сократить сроки и повысить эффективность предварительное этапа проектирования автомобиля 3A3-II02, разработать и реализовать новую концепцию колесного уела в составе дискового тормоза

и бездискового обода (а.с. № 895757), улучшить потребительские и компоновочные качества автомобиля, на 33 кг уменьшить его масс^ и снизить максимальную температуру поверхности трения тормоза.

2. Разработать рациональные пути совершенствования конструкции открытых дисковых тормозов и реализовать их на серийно выпускаемом автомобиле 3A3-II02 (а.с. № 830053, If- 903618), что позволило на 2,8 кг снизить массу тормоза по сравнению с лучшим зарубежным аналогом и только за счет уменьшения расхода проката получить годовой экономический эффект 821970 рублей в ценах 1980 г. (программа выпуска - 150 тыс. автоюбилей).

3. Использовать Комплексным инновационным центром ИПмаш АН Украины предложенную в работе модель " " - диаграммы для . имитации сцепных условий при стендовых испытаниях тормозных систем автомобилей.

4. Создать ряд опережающих технических решений, прошедших стации НИР и ОКР и рекомендуемых к применению на перспективных моделях ЗАЗ, ГАЗ и УАЗ, что отражено а актах внедрения результатов соответствующих хоздоговорных работ.

Апробация работы и ее результатов проводилась на международной конференции (Львов, ДВПИ-1993 г.), всесоюзных конференциях, семинарах и выставках (Москва, МАМИ - 1976 г., Запорожье, ЗАЗ -1978-г., Ташкент, ТАДИ - 1982 г., ВДНХ - 1985 г., Москва, МВТУ -

1986 г.), заседаниях специализированных ученых советов (МАДИ -

1987 г., МВТУ - 1988 г.) и кафедр (ХАДИ - 1986 г. и 1994 г., МАДИ-1986 г., КАДИ - 1994 г.), заседаниях научно-технических советов заводов - ЗАЗ, ГАЗ, ВАЗ и др. Решения частных задач работы апробированы в пяти успешно защищенных кандидатских диссертациях

(И.И. Будько, В.Ю. Матвиенко, М.А. Подригало, A.C. Булавкин, С.Н. Шуклинов), выполненных под научным руководством автора, использованы в многочисленных хоздоговорных и бюджетных НИР, в которых автор выступал в роли научного руководителя или ответственного исполнителя, в период 1972 - 1992 г.г. Основные результаты диссертации подтверждены опытом проектирования и эксплуатации серийных автомобилей ЗАЗ, испытаниями опытных обравцов автомобилей ГАЗ, УАЗ и ЛуАЗ.

Публикации. Результаты исследования опубликованы в 93 печатных работах, из которых более 40 - изобретения.

На защиту выносятся новые расчетные модели для предварительного этапа- проектирования и созданные с их помощью опережающие

технические решения.

Структура и объём работы. Диссертация состоит из семи глав, введения, заключения, приложения и списка литературы. Объём диссертации - 409 страниц: 293 стр. текста и 116 стр. рисунков, таблиц, приложений и списка использованных литературных источников.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

В первой главе анализируется пригодность поверочных и исследовательских расчетных моделей для создания на их основе "быстры: или проектных моделей для предварительного этапа проектирования. Отмечаются их основные недостатки: низкий уровень абстракции и информативности, т.к. чрезмерная детализация (используются второстепенные параметры, определяемые при доводке конструкции) сочетается с примитивностью (использование субъективно принимаемых х; рактеристик, например - закона распределения нормальных давлений по поверхности трения); отсутствие достоверных сведений о динамических характеристиках агрегатов и т.д. Сформулированы задачи по созданию проектных или "быстрых" методик определения:

1. Статических, статистических и динамических выходных характеристик тормозной системы и ее агрегатов.

2. Энергопреобразующих свойств тормозов, учитывающих влияние неравенства взаимодействующих фрикционных площадей, начальную те] пературу ротора, определяемую эксплуатационной нагруженностью то моза, и возможность резкой интенсификации теплоотдачи при исполь зовании испарительной системы охлаждения ротора диспергированной струей жидкости.

3. Взаимосвязей концепций и основных параметров тормозных механизмов с эксплуатационной нагруженностью тормозов, динамичес

кими качествами автомобиля и условиями дорожного движения.

4. Научно-корректной и достоверной аналитической модели описания "-диаграммы тормозящего-колеса и основных закономерностей эффективной работы АБС.

5. Рациональных законов распределения и регулирования тормозных сил, учитывающих действие внешних и внутренних возмущений.

6. Основных параметров гидростатического и гидросилового комбинированного 'приводов, в том числе - и их- нетрадиционных концепций.

Поставленная цель требует демонстрации прецедентов - созда-[ия опережающих технических решений, использующих новые научные езультаты исследования, воплощенные в перечисленных выше проект-ых методиках расчета.

Вторая и третья'главы посвящены совершенствованию аналитиче-ких моделей механических и тепловых процессов на поверхности тре-ия (глава 2) и в тормозе (глава 3).

У самоустанавливающихся колодок дисковых тормозов, применяга-1хся на легковых автомобилях, равнодействующая нормальных сил/V минута относительно равной ей приводной силы Р на расстоя-[е (рис. I) по направлению вращения диска. Поэтому

нтроид поверхности трения целесообразно располагать в этой точ-. Равнодействующая сил трения

звивает момент ^^^^Р^Н^^ч^ь над символом указывает среднее значение параметров). Равнодействующую Т* можно за-

чить равным ей по модулю главным вектором 7* , приложенным в

1тре нормальных давлений и главным моментом -у^д/^Г.

Главный вектор Т развивает момент СО 1 &

с как М-Мт+Мп . то в+^Ыяв . В соот-

'ствии с принципом минимума диссипации энергии решение уравнения ~ О минимизирует // . При этом # - и

б-положение центра давлений, в-модель колодки, г-вращающаяся колодка

плоская система сил.трения моделируется двумя силами д/ , приложенными в точках с координатами ^ - J®y, и ^у - + £ Присущее только этой модели аналитической описание эффекта вращения колодки, установленной на подшипнике, с угловой скоростью диска вне зависимости от формы ее поверхности трения подтверждает достоверность полученных результатов, а количественная характеристика плеча ¿2 пары сил /V и Р легла в основу а.с. № 830053, устранившего косой износ' накладки дискового тормоза автомобиля ЗАЗ-П02.

У самоустанавливающейся колодки барабанного тормоза точка Оц (рис. 2) является центром приведения плоской системы сил и при ^ >О равнодействующая контактных сил отклоняется на угол

от линии О О % и создает момент ¿^¿^'пдС^ относи-

тельно центра вращения О . Равнодействующая Т7 сил трения, }ействуя на плече ^ ^ £ , создает момент • Следова-

тельно ¿/^р-ЬрГро/^УкА. В соответствии с прин-

ципом минимума диссипации энергии и должны прини-

1ать минимальные значения. При этом ^о - с? , об ~и систе-га распределенных контактных сил моделируется действием сосредо-■оченной силы , отклоненной от линии на

гол • Так как для колодки с фиксирован-

ий осью вращения заранее неизвестно направление реакции & , о условия оС^Ъ' недостаточно для раскрытия ее статической не-пределимости, т.е. определения угла О точки приложения к оверхности трения. Одним из условий 'статического равновесия ко-одки является уравнениеРЬ/фС

верхний знак относится к активной колодке, а нижний - к пассив-ой). В соответствии с принципом минимума диссипации энергии Ь1-ичина

определяется реаением уравнения

Рис. 3. Модель контакта тормозящего колеса: а-шюское движение, б-общий случай

Поэтому Q - у и сила ¿2 должна совпадать с линией наибольшего сближения колодки и барабана (направлением износа накладки). Аналитическое описание этого эффекта подтверждается исследованиями радиальной деформации барабана и свидетельствует о достоверности предлагаемой модели.-Полученные в работе зависимости для определения передаточных отношений колодок отличаются от существующих формой представления расчетного значения коэффициента трения . устраняющего его отличия (до 1,5 рае) от физического значения 'juf - , определяемого на машинах трения. Путем сопоставления этого результата с данными экспериментальных исследований P.A. Меламуда установлена достоверность предлагаемых моделей.

В силу своей вероятностной основы принцип минимума диссипа- -ции энергии характеризует только математическое ожидание передаточного отношения колодки М или ^И* , на которые помимо изменчивости коэффициента трения оказывает влияние иг-миграция пятен фактического контакта, локализованная границами поверхности трения и ограниченная условиями статического равновесия колодки. Эти особенности послужили основой для определения ожидаемых значений коэффициентов вариации передаточного отношения А и эк-Бивалентного или кажущегося коэффициента трения ^¿Ц , отражающих возможные статистические характеристики вновь проектируемого тормоза. Установлено влияние границ поверхности трения и степени самоустановки на указанные параметры. В частности, коэффициент вариации передаточного отношения у самоустанавливающихся колодок дискового тормоза приблизительно в 1,5 раза меньше, а барабанного в 3 раза меньше, чем у несамоустанавливающихся колодок. Производственные отклонения, и дискретный характер фрикционного контакта нарушают идеальность расчетной схемы: при определенных в работе

значениях .координат точек фактического контакта колодка теряет статическую устойчивость. Характерные признаки этого процесса полностью совпадают с физическими явлениями, сопровождающими • ■ скрип барабанного тормоза. Выдвинутая гипотеза об их тождественности подтверждается отсутствием скрипа колодок, границы контакта которых определены по условиям сохранения статической устойчивости.

Зависимости для передаточных 'отношений колодок обобщаются формулой Ь/А/въ*В)=,

передаточные отношения цепей прямой и обратной связей,^ -эквивалентный коэффициент трения, А и В - независящие от^/ц* параметры). Это позволяет при совершенствовании выходных характеристик тормозов использовать известные методы теории обратной связи Чувствительность - к изменению ^ обычно оценивается пока-

зателем

. Так как М И Г монотонные функции , то при выборе А и В рекомендуется использовать коэффициент неустойчивости , принимающий минимальное' значение в диапазоне возможных величин : приведены примеры анализа конструкций и выбора их параметров, предложена концепция дискового тормоза повышенной стабильности (а.с. N¡681269). В традиционных конструкциях ^ и изменяются обратно пропорционально друг другу. Установлено, что большие значения ¡^ при малых. могут быть реализованы путем применения цепи обратной связи с аередаточным отношением, изменяющимся по закону ¿/М^ = "" (' ~ принятое расчетное номинальное значение уц ). С этой целью предложено использовать в цепи опорно-разжимных деталей дискового тормоза гидравлический аналог клина с упра! ляемым обратным клапаном (а.с. № 658019, 889505): уменьшение относительно 1/Ц1 в два раза приводит к падению всего на

5...10 % при неизменном приводном давлении. На основе этого устройства разработано новое техническое решение гидравлического тормозного привода (а.с. }к&8082б), стабилизирующего реальное распределение тормозных сил по осям и бортам автомобиля.

Динамические характеристики дисковых и барабанных тормозов исследовались в процессе их испытаний на инерционном стенде при синусоидальном и скачкообразном изменении переменной составляющей приводного давления. Управление давлением и его замер производились непосредственно через рабочий цилиндр, минуя шланги и трубопроводы, что существенно повысило достоверность полученных -ювых результатов: динамические характеристики тормозов с достаточной для практики точностью соответствуют модели физического те-1а с частотно независимым внутренним трением и удовлетворяют ус-ювиям работы АБС: отношение приведенных жесткости и массы не вли-гет на АФЧХ в диапазоне частот от 0 до 50 Гц . Основное влияние 1а АФЧХ оказывает уровень потерь в опорно-разжимных деталях, обу-ловленный их упругими несовершенствами. В переходном режиме тор-оз можно полагать безынерционным звеном (постоянная времени не-колько миллисекунд), а при периодических воздействиях - звеном постоянным углом запаздывания (при частотах до 50Гц фазовый гол между давлением и моментом'для всех типов испытанных тормозов аходится в диапазоне 6° ± 2° при 95 % доверительном интервале).

Теплоаккумулирущие свойства тормоза характеризуются способ-)стыо его ротора воспринять энергию экстренного торможения с мак-шальной скорости без превышения предельно допустимой для фрик-юнной накладки температуры поверхности трения, которая определя-

__мм Л^

?ся путем суперпозиции составляющих Т^Тно + Т" ф Т7 ( Тно - на-.льная объёмная температура ротора, т - средняя температура его верхности трения, обусловленная равномерно распределенным по ней

тепловым потоком, Т - периодическая составляющая, обусловленна неравенством трущихся площадей ротора и накладки, т.е. величиной

г*

коэффициента взаимного перекрытия (к.в.з). Определение V на предварительном этапе проектирования затруднено отсутствием дост верной аналитической расчетной модели. Автором разработана такая модель и установлена ее достоверность путем сопоставления с чис ленным решением, полученным Е.Б. Решетниковым с помощью метода к нечных разностей. С ее помощью конструктор может оценить влияние основных параметров тормоза на величину Т . В частности уста? влено, что при прочих равных условиях

(С. _ ра;

ус колеса, 2 - средний радиус трения, /7 - число поверхност! трения), а при неизменном к.в.з. применение двух противоположно расположенных колодок на одной поверхности трения вместо одной жает Т в

№

раз.

Теплорассеивающие свойства тормоза в основном определяются темпом охлаждения его ротора: он должен быть таким, чтобы сумма остаточной и добавляемой при очередном торможении температуры превысила допустимой величины. При сопоставительном анализе од; типных конструкций в одинаковых условиях испытаний теплоотдача растеризуется отношением (- сила веса автомобиля

^ - коэффициент распределения тормозных сил, /-" - площадь од поверхности трения, /? - число этих поверхностей). Существующ система нормативных испытаний фактически не учитывает различий динамических качествах легковых автомобилей и их эксплуатациоь нагруженноети. Это отличие оценивается путем сопоставления тег рассеивающей и теплоаккумулирующей способностей тормоза -/7/*^ (/?? , Р и С - масса, площадь охлаждения и удельная теши кость ротора, /? - коэффициент теплоотдачи, - время между , мя последовательными экстренными торможениями). Учитывая возр

инамические качества автомобилей начальную скорость для расчетной .митации двух последовательных экстренных торможений следует принять равной 100 км/ч, что упрощает определение ~£ (время разгона ао 100 км/ч указывается в техническом задании). При определении чожно использовать полученную в работе статистическую зависимость г5 = 1,05 + 0,64 , с {М - масса снаряженного автомо-

биля с двумя пассажирам! - кг, А/ет^^ - максимальная мощность двигателя, кВт). Рост динамических качеств (уменьшение £ ) должен компенсироваться в условиях ограниченности изменений ¿1 ростом отношения р//77 , что при значительных отличиях £ требует изменения конфигурации ротора и, следовательно, перехода к новой концепции тормоза. Очевидно, что при постоянном росте динамических качеств автомобилей технический прогресс в развитии концепции тормозных механизмов прежде всего связан с интенсификацией их теплоотдачи. Перспективным представляется испарительное охлаждение диспергированной струей жидкости (воды). Однако, отсутствие достоверных количественных характеристик этого процесса препятствует эго практическому использованию на массовых моделях. С целью их получения были проведены лабораторные и дорожные исследования упомянутой системы охлаждения. Использовались центробежные форсунки с диаметром сопла 0,5 мм и расходах жидкости 2,5 ... 5 см3/с на каждую поверхность трения дисковых тормозов. Установка форсунок на.выходе диска из контакта с накладками позволила избежать их намокания и сохранить величину коэффициента трения. Теплоотдача характеризуется двумя режимами - переходным и пленочным, разделяемыми установленной в работе критической температурой поверхности трения - 200°С. В первом случае теплоотдача в три раза выше, чем во втором. При двухсторонней установке форсунок относительно сплошного диска теплоотдача при переходном режиме кипения в тридцать раз превышает теплоотдачу при естественном воздушном охлаждении (ко-

эффициент эффективного использования воды ~ 0,74). Это позвол. применительно к ЗАЗ-П02 при испытаниях типа I поддержать перех режим кипения (температура поверхности трения менее 200°С) при общем расходе жидкости не более 200 см3 на один тормоз. Примене ние рассмотренной системы охлаждения позволяет сохранить констр цию тормоза базовой модели на скоростной модификации автомобиля или уменьшить массу ротора при незначительных конструктивных усложнениях тормоза и системы стеклоомывателя (а.с.№ 1257006, 12°9717, 1344649), представляется возможной замена тормоза с вентилируемым диском на более легкий тормоз со сплошным диском.

Четвертая глава посвящена разработке модели контактного взаимодействия тормозящего колеса с опорной плоскостью и определению основных закономерностей адаптивного управления процессом торможения.

Циклические вертикальные деформации катящегося коле-

са сопровождаются гистерезисными потерями и проскальзываниями точек контакта в продольном - и боковом - направлени

ях. Относительная боковая деформация в точке контакта <5у пропорциональна <5*< й, следовательно, скорость ее скольжения в бо ковом направлении {^^¿¿^^Введя коэффициент пропорц ональности ■> находим тУ^ и затем проек

цию элементарной силы трения уЦ^о/Г" на продольную ось с/у. "А^Р^&х^'^+тХ?)^] . В зонах сцепления контакта = О, возникающие здесь силы упругой деформации цикловой работы не со вершают, не учитываются при определении продольной реакции X. и не отражаются в уравнениях движения. Приращение X сопрово: дается увеличением площади скольжения и изменением среднего зн, чения /[^х**]^ . Поэтому интегрирование сил с(Х мож но вести по всей площади контакта, заменив Т^х его средним в площади зоны скольжения значением - ъГ. Таким обра>

зом, величина удельной продольной реакции '-I

Г - вертикальная реакция). При этом

( ¿Г- коэффициент, характеризующий вертикальную жесткость шины). Произведение £г/г слабо и неоднозначно изменяется в функции давления в шине и может полагаться ее константой. Показано, что может входить в уравнения движения только в функции скорости скольжения - гГа . Полученная зависимость обобщается ца. произвольную комбинацию продольной и боковой реакций .5ч/ или скольжений £>у и • При этом £=

Бд-г^¿/тТссьЭ'( & - угол бокового увода, & - угол между суммарной реакцией- в опорной плоскости и ее проекцией X )• Установлена связь коэффициентов РР и М с коэффициентом сопротивления боковому уводу: (коэффи-

циент трения при )• Достоверность модели подтверждается

ее совпадениями с результатами экспериментов Зигеля, Мичке, Бергмана и др.

В режиме свободного качения реакция /? =0 (плоская система сил трения в контакте взаимного уравновешена), потери на качение компенсируются работой ведущего момента, колесо находится в условиях равномерного качения- в продольном направлении, его статический радиус совпадает с кинематическим и динамическим и потому отождествляется с радиусом £ "отвержденной" модели колеса. При работе АБС желательно обеспечить стационарный режим торможения: 3=С0/»?СО = г^О-в) . , обеспечивающий согласованное замедление колеса и автомобиля вплоть до его остановки. Необходимый для этого удельный тормозной момент - М/С^^)складывается из удельного момента }Р , обеспечивающего замедление поступательно движущейся массебШ/^ и удельного момента Л^б/'З^/^^)2 » замедляющего вращение колеса -мо-

мент инерции). Сигнал на прекращение раетормаживания количественно характеризуется второй из указанных составляющих /7? , а не нулевым значением СлУ~ , как это полагалось. Соответственно, зоны устойчивого и неустойчивого торможения характеризуются линией стационарных режимов, а не кривой „ -диаграммы. Отклоне-

ние от стационарного значения, допускаемое АБС, должно

убывать быстрее или в темпе падения скорости . При снижении

резко возрастают требования к частоте пульсации момента и точности процесса управления. Для компенсации этого недостатка АБС предложено использовать линейный непрерывный принцип управления (а.с. № 852679, 770895): приводное давление изменяется пропорционально отклонению управляемого параметра, например - СаУ . от его эталонного или программного значения (при перемене знака отклонения меняется знак темпа изменения давления). Достоверность результатов исследования и эффективности предложенного принципа работы АБС подтверждается испытаниями, проведенными Е.М. Гецовиче и С.Я. Ходыревым.

Пятая глава посвящена выбору законов распределения и регулирования тормозных сил. Рассмотрены потенциальные возможности межколесного, межосевого и межбортового регулирования на пространственной расчетной схеме автомобиля и установлено основное условие ее замены плоской (велосипедной) расчетной схемой - наличие момента ( - сила веса автомобиля, ¡7 - высота цен-

тра масс, и - удельные продольная и боковая суммарные реакции опорной плоскости). Показано, что внешние (боковые силы и т.д.) и внутренние (отклонения характеристик тормозов и упругих элементов подвесок, смещение груза и т.д.) возмущения могут быть компенсированы только при межколесном регулировании. Ыежосе вое регулирование при действии боковых сил не может обеспечить

0,5 0.6 ол 0.2

а

<... 1 ^рГП-

1 /

О 0.2 ОА 0.6 0.6

Рис. 4. Рациональная организация работы АБС: а-фазовая

диаграмма, б-протекание процесса, в-линейный принцип

управления

а 6 :

ел ^ ,6/х Л ^

х( б/ егу

а

323

х*

0.2

0.1

у -0М)*И,

• \ 1 \ Л

V V \ Ч \ 4

ТГГГГ^^ \

0,2 ол аь

0.8

р

0.9

0.8 0.7

V

V к

ч

д

Р.,та

лР. 2.0

4.0

6.0

Рис. 5. Осевое распределение тормозных сил, а-расчетная схема, б-выбор коэффициента распределения - (а, в-влияние стяжных пружин и потерь на трение - д/э на (3 V - предлагаемая величина)

полное использование оставшихся сцепных возможностей в целях торможения: Xi ^^Ть)ввиду непараллельности суммар-

ных реакций колес в опорной плоскости (8 -колея). Так KaK^jj (J3 - радиус кривизны траектории центра масс автомобиля), то дл: скоростных модификаций помимо межосевого регулирования целесообразно применять и межбортовое регулирование тормозных сил. На современных европейских дорогах автомобиль испытывает удельные боковые ускорения fô^ 0,2 около 2 % времени движения, что следует учитывать при выборе коэффициента распределения тормозных сил J3 . В работе рекомендуется^- 2—( ~ Ра стояние от центра масс до задней оси, L - база, -0,82... 0)85 - расчетное значение коэффициента сцепления, учитывающее возможные отклонения статических характеристик тормозных механи змов. При-регулировании тормозных сил путем аппроксимации идеал ного закона для одного, нескольких или всех нагрузочных состоян автомобиля оптимальность выбора аппроксимирующей функции следуе оценивать коэффициентом использования сцепных возможностей в це лях торможения - /77 • Если известны или гипотетически реальнь какие-либо законы распределения случайных величин ^ , §/L и ^Р , то с помощью имитационного моделирования можно определить среднее значение J77 и выбрать параметры аппроксимирующей функции, обеспечивающие его максимальную величину. Достоверное] приведенных положений подтверждена результатами исследований М.А. Подригало и B.D. Матвиенко, выполненных под научным руковс ством автора. В работе приведены описания новых технических реп ний, реализующих выводы теоретических исследований.

В условиях массового применения АБС видоизменяются цели р« гулирования. В этом случае РТС призваны: компенсировать наибол< тяжелые последствия отказа АБС, не допуская опережающего блоки^ вания задних колес; выравнять энергонагруженность тормозов пер<

ней и задней осей; снизить уровень приводного давления и частоту его модуляции. Эти функции успешно реализуются конструктивно наиболее простыми односигнальными РТС, совершенствованию которых посвящены новые технические решения (а.с. Л»895760, 933508, Ш5946).

Шестая глава посвящена совершенствованию расчетных моделей традиционного гидростатического и насосного гидросилового приводов для целенаправленного выбора типа, схемы и основных параметров узлов привода на предварительном этапе проектирования. Исследованы статические и динамические характеристики указанных приводов и их отдельных агрегатов. Потери на трение оказывают существенное влияние на распределение тормозных сил по осям автомобиля, особенно при наиболее частых служебных торможениях. В работе установлены необходимые характеристики для учета этого эффекта при выборе типа тормозных механизмов и схем разделения контуров привода. При осевой схеме разделения контуров и смешанной дисково-бара-банной системе тормозов до 90 % всей энергии торможения в рядовых условиях эксплуатации автомобиля рассеивается передними дисковыми тормозами (рис. 5 в). Основными путями устранения этого недостатка являются: применение дисковых тормозов на всех колесах,отказ от осевого разделения контуров и (или) замена ГТЦ типа "тандем" на ГТЦ типа "твин". Предложена новая концепция безрычажного педального узла прямого действия на основе Г^ТЦ типа "твин" (а.с. № 1646930, 1722916), которая помимо улучшения функциональных и эргономических качеств привода позволяет за счет уменьшения хода педали сократить габариты салона. Экспериментально определены динамические характеристики отдельных агрегатов и привода в целом. Установлено, что передаточная функция привода соответствует последовательно соединенным апериодическому (ГТЦ) и колебательному (магистраль) звеньям: постоянная времени первого находится в

диапазоне (1,0 ... 1,5) -10 3 с, а второго - (2...5)-Ю~2 с при коэффициенте относительного демпфирования 0,20 ... 0,75. Уменьшение внутреннего диаметра трубопроводов до 3 мм не приводит к заметному снижению быстродействия привода, практически исключает эффект перерегулирования и повышает качество его следящего действия. Полученные результаты позволяют прогнозировать функционал ные качества выбранного типа привода и способа управления процес торможения.

Очевидная тенденция к повышению скорости движения легковы? автомобилей и-грузоподъёмности их прицепов сопровождается все бс лее широким применением гидравлического силового (насосного) пр> вода и комплектуемого на его основе комбинированного гидравличег кого привода, объединяющего посредством гидроусилителя тормозов (ГУТ) гидростатический привод автомобиля с гидросиловым приводо! прицепа. Этому способствует появление гидроусилителей руля на а томобилях малого и особо малого классов, призванных повысить их •активную безопасность. В результате проведенных НИР и ОКР совме но с ГАЗ и УАЗ установлена перспективность применения ГУТ соо«: компоновки типа "закрытый центр" (рис. б), определены наиболее рациональные концепции узлов и разработана проектная методика I бора основных параметров привода, способствующая унификации аг] гатов и их дальнейшей стандартизации. Нормирование коэффициент; пропорциональности между усилием на педали и замедлением при о, наковом уровне давления в приводе в условиях нормативных испыт ний позволяет комплектовать типоразмеры ГУТ и ГГЦ при одинаков золотниковой паре (допускаемое перекрытие до 0,4 мм). Это спос ствует быстрой адаптации водителя к тормозному управлению при не автомобиля или подсоединении к нему прицепа, позволяет испс зовать одинаковые- гидроузлы силового привода.

I I I

I_______J

Рис. 6. Комбинированный гидросиловой привод: а-ГУТ типа закрытый центр, ©-концепция привода

Цтах, км/ц

200

150

100 50

'ч^ч

ш

- \\\

15"

IV

15" 2), дюйм

Рис. 7. Взаимосвязь посадочного диаметра Рис. 8.Дисковый

обода -2) с максимальной ско- тормоз авто-

ростью автошбиля мобиля

ЗАЗ-П02

Разработаны конструкции ГУТ (а.с. £ 695762, 941669), устро, обеспечивающих безопасность при нештатных ситуациях - разгермете зации или обрыве магистрали управления и рассоединении элементов автопоезда (а.с. №• 1296457, 1752609, ¿#5638), устройств для совмещения тормозного привода с другими потребителями энергии или с центральной гидросистемой (а.с. № 931562, 1175750,135729' Стендовые и дорожные испытания подтвердили высокие функциональш качества привода и адекватность математической модели определен! его динамических характеристик, разработанной в кандидатской дш сертации С.Н. Щуклинова, под научным руководством автора. Установлено, что быстродействие привода превышает эргономические во можности водителя при высоком качестве слежения и опережающем з тормаживании прицепа (максимальное значение тормозной силы на к лесах достигается менее чем за 0,05 с против 0,1 ... 0,3 с у лр вода с вакуумным усилителем), уменьшение внутренних диаметров трубопроводов до 3 мм и шлангов до 2 мм исключает перерегулирование без заметного снижения быстродействия. Тормозные качества автопоезда с предложенной конструкцией привода практически не уступают тормозным качествам одиночного автомобиля при сохранении устойчивости: в условиях нормативных испытаний типа "О" ере тормозной путь при усилии на педали 300 Н у одиночного автомоб! составил 36,8 м, а у автопоезда УАЗ 3151+УАЗ-§109-37,1 м, что на 27 % меньюе, чем у автопоезда с традиционным тормозным привс дом при'усилии на педали 500 Н. Полученные результаты позволяю-рекомендовать этот тип привода для применения на легковых авто! билях и комплектуемых на их основе автопоездах.

Седьмая глава' посвящена выбору концепций тормозных механи; мов на предварительном этапе проектирования и совершенотвовани конструкций.

Максимальный уровень воспринимаемой энергии и тормозного момента, равно как и удельные показатели (давление, удельные мощность и работа и т.д.), не объясняют существующей дифференциации концепций тормозных механизмов, применяемых на различных транспортных машинах ( тракторах, самолетах, поездах и т.д.) и, в частности, на легковых автомобилях. Цикличность и средний уровень нагруженности тормозов статистически связаны со средней скоростью движения 1У , которая при одинаковых дорожных условиях и манере вождения статистически зависит от максимальной скорости авто-' мобиля - Рост уровня нагруженности компенсируется увели-

чением массы и габаритов ротора:,установлена соответствующая статистическая связь ьГ^с посадочным диаметром обода (рис. 7). Повышение цикличности торможений требует увеличения темпа охлаждения ротора: изменения его конфигурации и геометрических пропорций, т.е. смены концепции тормоза. Следовательно, ранжирование применяемых концепций тормозных механизмов по их теплорассеивающей способности ста'такшски увязывается, как и посадочный диаметр обода, с величиной то положение подтверждается в работе сопостав-

лением результатов ретроспективного анализа развития концепций тормозных механизмов легковых автомобилей и статистических иссле-

I

дований их нагруженности, качественным совпадением с ранжированиями по полной массе автомобиля и максимальной величине кинетической энергии, воспринимаемой его тормозами / 7, 10, 15, 17/. Дисковые тормоза со сплошным - Д и вентилируемым - ВД дисками, уста-ивливаемые на передних колесах (числитель) современных легковых 1втомобилей, могут сочетаться с барабанными - Б или дисковыми тормозами задних колес (знаменатель), образуя различные системы '.рис. 9), характеризуемые математическим ожиданием - и

коэффициентом вариации -*сГ/"¿м&х- Теплорассеивающая способность

/V

IX*,* ¡62*»/*

{

¡0

19

2>/б

М5

25

21

&Ъ]ВЪ

10

I

а

л/

№ № № 200 209,2 км/ч

5 8 1Ь гъ 17

220 М _ вя/я

и-т

260 1Хтах,

км/ч 6

I

20 9 д

N

НО 160 180

15

200 220

2)/2) №3

240

260 25™. км/ч

8

8

Л/'

140 160 180 200 220 240 260 7Г„ак,

км/ч

УтМ--1В5КН/ч . - 1

-,, а, вт

ь/2ГтехЧ06

260 %,„

Рис. 9. Гистограммы распределения по концепциям

тормозов: а-системы Д/Б и ВД/ВД, б-система ВД/Д, в-система Д/Д, г-система ВД/Б

систем тормозов увеличивается соответственно росту Ь^ггах ■ Смешанная система Д/Б ( 162 км/ч= 0,08) находится на нижнем иерархическом уровне (система Б/Б применяется на весьма ограниченном числе моделей при "Отах «С 120 км/ч), и, как правило, устанавливается на' колесах с посадочным диаметром 13 ( = 162 км/ч, 0,08). Система ВД/ВД обладает наивысшими функциональными качествами ( 237 км/ч,0,09) и обычно сочетается с ободом 15 ( 214 км/ч,0,Об).Однотипные системы Д/Д и ВД/Д на европейских моделях постепенно вытесняют смешанные системы Д/Б и ВД/Б ( £г 165 км/ч,е/г^= ^"0,06). Теплорассеивающие качества систем Д/Д и ВД/Б практически одинаковы, однако первая обеспечивает более стабильное распределение тормозных сил- Полученные результаты отражают современный уровень развития автомобильной техники и служат основой для выбора системы тормозных механизмов, типоразмера колеса и основных параметров тормоза на предварительном этапе проектирования: в работе приведены соответствующие методика и примеры, оценена перспективность применения на легковых автомобилях некоторых нетрадиционных конструкций тормозов й предложена новая концепция дискового тормоза, встроенного в колесо с разборным ободом.

Совершенствование конструкций дисковых тормозов,как наиболее перспективной концепции для легковых автомобилей, необходимо базировать на системном подходе к проектированию тормоза как части более сложной системы - колесного узла, обеспечивая высокие тепло-рассеивающие качества и снижение массы неподрессоренных деталей. Наиболее перспективным путем является увеличение диаметрального габарита ротора,, например, за счет применения разборного обода, ободов типа Т&.У. или низкопрофильных шин с увеличенным посадочным диаметром обода. При этом следует максимально реализовать по-

тенциальные качества выбранной концепции в конструкциях отдельных узлов тормоза: силовой' схеме соединения диска тормоза с диском колеса, обода или ступицей, опорно-разжимном устройстве скобы и суппорта, уплотнительном узле поршня рабочего цилиндра, обеспечивающего реализацию условий самоустановки колодок и т.д.

Применение бесколокольного плоского диска, соединенного по наружному диаметру с ободом позволяет получить коробчатую конструкцию колесного узла, включающую в свою силовую схему тормоз-' ной диск и позволяющую таким образом снизить массу неподрессорен-ных деталей и повысить вентиляционный эффект за счет радиальных окон в съемном диске колеса,' который может быть выполнен из легких сплавов. Часть тепла посредством кондукции поступает в диск колеса и благодаря его развитой поверхности охлаждения эффективно рассеивается. Однако при этоц необходимо устранить вероятность коробления диска при термических деформациях за счет его податливости в радиальном направлении, например, путем применения эластичного соединения его с ободом или радиальных пазов в болтовом соединении (а.с. № 1180252). Внутреннее расположение скобы позволяет увеличить наружный диаметр поверхности трения диска на 10___

15 % по сравнению с традиционной конструкцией. Перспективность предложенной конструкции подтверждается опытом эксплуатации перед него дискового тормоза ЗАЗ-П02 (рис. В).

Для автомобилей высоких классов рекомендуется применение неподвижных скоб, обеспечивающих "чистоту" выключения, а для массовых моделей - плавающих скоб с разгруженными герметизированными направляющими. Применительно к предложенной конструкции крепления диска разработано и внедрено на ЗАЗ-П02 новое техническое решени направляющего узла плавающей скобы (а.с. Р 903616). Опорно-разжим ной узел скобы и суппорта призван обеспечить надежное перемещение

плавающей скобы и совместно с рабочим цилиндром и его уплотни-тельным устройством реализовать условия для самоустановки колодки на поверхности трения диска: в работе приведены конкретные рекомендации и соответствующие геометрические соотношения. Мостовая секция скобы испытывает внецентренное растяжение. Особенно сильно этот недостаток проявляется при ее' внутреннем расположении. Поэтому применение цельной алюминиевой скобы в дисковом тормозе ЗАЗ-П02 можно считать существенным техническим достижением. Достоверность результатов исследования подтверждается опытом проектирования дискового тормоза для автомобиля ЗАЗ-П02: в работе изложены основные узловые моменты процесса проектирования, анализа альтернативных вариантов и принятия решений. Преимущества новой концепции колесного узла, как и ожидалось, в наибольшей степени проявлялись на более высоком иерархическом уровне - компоновочной схеме и потребительских качествах автомобиля: бездисковое колесо вместо багажного отсека размещено в моторном без повышения линии его капота ( аналогичное компоновочное решение для традиционного колесного узла, принятое на автомобиле потребовало повышения линии капота на 40 им), вынос колеса из багажного отсека позволил повысить его объём и исключил перекладку багажа при замене колеса. По сравнению с лучшим зарубежным аналогом-тормозом

, устанавливаемом на автомобиле ВАЗ-2108, при сопоставимых размерах, материалах и условиях применения новая концепция позволила снизить массу колесного узла на 2,8 кг, включая индуцированное снижение подрессоренной массы, обеспечила общее уменьшение массы снаряженного автомобиля на 33 кг. При этом удалось избежать значительных валютных затрат на расширение прав лицензий, купленных ВАЗ у фирмы для автомобиля ВАЗ-2108. Экономический эффект только за счет умень-

шения расхода стального проката на изготовление диска колеса сос тавил 821970 руб. при программе выпуска 150 тыс. автомобилей в год в ценах I9g0 г. В целом, как показали результаты приемочных испытаний и:сопоставительного анализа, предложенная концепция тормоза превосходила по своему техническому уровню лучшие зарубежные аналоги. В частности, в условиях скоростного горного спус максимальная температура диска тормоза снижена на 70°С (260° С против 330°С у аналога - тормоза , установлен-

ного на автомобиле Fo2c/Fc'est^Q ) на 45 % это снижение обеспечено улучшением вентиляционного эффекта и на 55 % увеличением площади охлаждения.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Вышеизложенное позволяет сделать следующие основные выводи

1. Концепция тормозных механизмов должна соответствовать динамическим качествам автомобиля, повышение которых требует yi личения темпа охлаждения вне зависимости от максимальных уровне энергии, момента или нагрухенности пар трения. Установлены статистические и функциональные связи максимальной скорости и при-стости автомобиля с концепциями применяемых тормозных механизмов, их основными параметрами и типоразмерами колес. Разработа и реализована на ЗАЗ методика выбора тормозных механизмов для вновь проектируемого автомобиля. Дифференциация и смена концел тормозных механизмов по классам автомобилей обусловлена различием их динамических качеств и требует соответствующей диффере циации условий нормативных испытаний. Повышение темпа охлаждения является основным направлением совершенствования концепци! мозных механизмов. . -

2. Предложено выходные характеристики тормозов определят: путем применения принципа минимума диссипации энергии для рас

рытия статической неопределимости условий равновесия колодок. Полученные на этой основе функциональные связи устанавливают оптимальное расположение равнодействующей контактных давлений, приводной силы и центроида поверхности трения, указывая на новые возможности совершенствования конструкций тормозных механизмов: разработано и реализовано на ЗАЗ-П02 техническое решение

(а.с. У- 630053), устранившее косой износ налладки.

2.1. Геометрическое расположение границ поверхности трения и способность колодок к самоустановке оказывают существенное влияние на вариацию передаточного отношения тормоза, которое необходимо учитывать в расчетных моделях. Разработана и реализована на ЗАЗ методика сопоставительной оценки стабильности выходных характеристик тормозных механизмов, предложены технические решения по ее повышению (а.с. ДО 681269, » 690026 и др.). Смещение пятен контакта к угловым границам наяладки барабанного тормоза

может нарушить условия ее статического равновесия, вызывая скрип

ъто

тормоза: определены условия, устраняющие^вление.

2.2. Установлено, что динамические характеристики тормозов соответствуют известной модели физического тела с частотно-независимым внутренним трением и удовлетворяют условиям работы существующих АБС. В переходном режиме тормоз допустимо моделировать безынерционным звеном, а при периодическом - звеном с постоянным углом запаздывания 6° - 2° при частотах до 50 Гц.

2.3. Установлено, что изменение передаточного отношения.цепи обратной связи тормоза обратно пропорционально коэффициенту-трения практически полностью стабилизирует его общее передаточное отношение: предложены соответствующие новые технические решения (а.с. № 658019, № 5£?9505).

3. Предложено в расчетных моделях тепловых процессов тормозов учитывать периодическую составляющую температуры поверхности трения, обусловленную неравенством трущихся поверхностей, и начальную объёмную температуру ротора, статистически зависящую от динамических качеств автомобиля. Разработана и реализована на ЗРи соответствующая методика расчетного определения максимальной температуры поверхности трения.

3.1. Получена функциональная связь периодической составляющей температуры поверхности трения с основными параметрами тормоза, автомобиля и режима торможения.

3.2. Установлено, что система охлаждения диска тормоза диспергированной струей воды более чем на порядок увеличивает его теплоотдачу при приемлемом расходе и без заметного снижения коэф фициента трения и может рекомендоваться к практическому применению (а.с. № 1269717, г 1257006).

4. Граница устойчивых режимов движения тормозящего колеса определяется линией его согласованных с автомобилем замедлений, а не "У-Я " - диаграммой, как это обычно полагалось. Отклонение от нее тормозного момента, допускаемое АБС, должно убывать быстр скорости автомобиля, а при их совпадении следует прекращать рас-тормаживание.

4.1. Путем учета особенностей трения эластичных тел получена функциональная связь силовых и кинематических параметров тормозящего колеса при его произвольном' движении по горизонтальной плоскости, которая может рекомендоваться к использованию в алгоритмах адаптивных АБС.

4.2. Установлено, что изменение приводного давления пропорционально изменению регулируемого АБС Параметра создает искусст! ную точку равновесия тормозящего колеса. Разработанный на этой основе линейный непрерывный способ управления АБС (а.с. №52679,

отличие от общепринятого дискретного, не допускает блокирования колеса вплоть до его полной остановки и рекомендуется к практическому применению.

5. Предложено оценивать эффективность распределения тормозных сил средней величиной коэффициента использования сцепного веса в условиях действия внешних и внутренних возмущений в диапазоне возможных изменений коэффициента сцепления. Разработаны соответствующие методики расчета, реализованные на ЗАЗ, и новые технические решения (а.с. 'р 1030221, ,г' II15946 и др.).

6. Определены статические и динамические характеристики традиционного и насосного(с усилителем^комбинированного приводов.

Их быстродействие превышает функциональные возможности водителя, передаточные функции соответствуют последовательно соединенным апериодическому и колебательному звеньям, а разница сил сопротивления перемещению колодок тормозов и поршней ГТЦ существенно влияет на распределение тормозных сил: установлены соответствующие количественные характеристики.

6.1. Предложено для устранения недостатков традиционного гидропривода использовать спаренные ГТЦ с безрычажным педальным приводом прямого действия для однотипной системы тормозов (а.с.

^ 1646930, № 1722916), что позволяет также сократить длину салона.

6.2. Установлены высокие функциональные и компоновочные ка-*ества комбинированного насосного привода с гидроусилителем,что позволяет рекомендовать его к практическому применению. Разработаны и реализованы на ГАЗ и УАЗ методики расчетного определения ;го основных параметров, предложен ряд опережающих техничесиих зешений (а.с. 941699, № 1752609 и др.). Определены принципы нификации и стандартизации основных агрегатов привода - нормиро-ание максимального уровня давления и коэффициента пропорционально-

ти между замедлением и усилием на педали по условиям нормативных

*

испытаний типа "О".

7. Установленные новые функциональные и статистические связи образуют теоретическую основу системного подхода к проектированию тормозных систем легковых автомобилей. В частности, с их помощью разработана и практически реализована на 3A3-II02 новая концепция колесного узла в составе бездискового обода и дисковоп тормоза с внутренним расположением плавающей скобы (а.с. Г895757 № 903618), позволяющая улучшить рпотребительские и компоновочные качества автомобиля (запасное колесо вынесено из багажника и размещено в моторном отсеке вокруг стойки.подвески без повышения линии капота), снизить на 33 кг его массу и только за счет сокращения расхода проката получить годовой экономический эффект более 500 тыс. рублей в ценах 1980 г. (программа выпуска 150 тыс. автомобилей) при существенном повышении функциональных качеств: температура поверхности трения в условиях скоростного горного спуска снижена на 70°С по сравнению с лучшим зарубежным аналогом-тормозом Cotetäe. автомобиля Fo?o//-e'esfe

Основные публикации по теме диссертации.

1. Федосов 0. Вдосконалення метод1в розрахунку I конструк-цП гальмових систем легкового автомоб1ля - Узб.: Методи досл1дже ня та розрахунку систем автомоб1л1в I машин.'Матер1али м1жнарод-но1 конференцП. - Льв1в, Льв1вський пол1техн1чний 1нститут,1993, с. II3-II7.

2. Федосов A.C. Исследование контурного давления в автомобильном барабанном тормозе. - В сб.: Автомобильный транспорт. -Киев: Техн1ка, 1972, вып. 9, с. II2-II6.

3. Федосов A.C. Экспериментальна исследования контакта тормозной накладки с барабаном. - В сб.: Автомобильный транспорт. -Киев: Техн1ка, 1972, вып. 9, с. I0S-II2.

4. Федосов A.C. Вероятностный подход к проектированию и расчету барабанных тормозов. - В сб.: Автомобильный транспорт. -Киев: Техн1ка, 1982, вып. 19, с. 90-95.

5. Федосов A.C. Аналитические аспекты адаптивного процесса торможения. - В сб.: Безопасность и надежность автомобиля. - М.: МАШ, 1976, вып. I, с. 62-68. .

6. Федосов A.C. Рациональное распределение тормозных сил легковых автомобилей на стадии предварительного проектирования. -Автомобильная промышленность, I9g2, I, с. 26-27.

7. Федосов A.C. Динамические характеристики тормозных механизмов легковых автомобилей с АБС. - Автомобильная промышленность, 1983, с. 6, с. 19-20.

8. Гредескул А.Б., Федосов A.C., Скутнев В.М. Определение -параметров тормозной системы с регулятором тормозных сил.: Автомобильная промышленность, 1975, № 6, с. 24-25.

9. Федосов A.C., Баранов A.A. Определение параметров плоской системы сил трения на фрикционных накладках дисковых тормозов. -Автомобильная промышленность, 1990, Р 9, с. 11-14.

10. Гредескул А.Б., Федосов A.C., Матвиенко В.Ю. Статисти-шские аспекты выбора тормозных механизмов для легковых автомобилей. - Автомобильная промышленность, I9Ö0, Г" В, с. 21-23.

11. Гредескул А.Б., Федосов A.C., Матвиенко В.Ю. Системный .нализ статической нагруженности тормозных механизмов легковых .втомобилей. - Автомобильная промышленность, 1981, № 5, с. 13-15.

12. Федосов A.C., Скляров В.Н., Булавкин A.C. Эксперимен-альные частотные характеристики тормозных цилиндров легковых втомобилей. - Э.И. Конструкции автомобилей. - М.: НИИНавтопром, 981, У" 3, с. 34-27.

13. Федосов A.C., Подригало М.А. Влияние боковой силы на

очередность блокирования колес автомобиля. - В сб.: Автомобильный транспорт. - Киев: Техн1ка, 1979, вып. 16, с. 53-57.

14. Федосов A.C., Лодригало М.А. Исследование потенциальн! сцепных возможностей при действии боковой силы в процессе торм< жения. - В сб.: Автомобильный транспорт. - Киев: Техн1ка, 1980 вып. 17, с. 73-78.

15. A.c. Ь" 650019. Тормозная система транспортного средст Федосов A.C., Подригало М.А. - Опубл. в Б.И., 1979, № 15.

16. A.c. F1 530053. Дисково-колодочный тормоз. Баранов А.А Стешенко В.П., Федосов A.C. - Опубл. в Б.И., I9SI, № 18.

17. A.c. F 852679. Способ управления процессом торможени колеса транспортного средства. Гецович Е.М., Федосов A.C. - Оп в Б.И., 1981, № 29.

Id. A.c. î" 595757. Колесный узел транспортного средства, ранов A.A., Стешенко В.П., Федосов A.C. - Опубл. в Б.И., 1982, № I.

■ 19. A.c. F- 903618. Направляющий узел дисково-колодочного моза. Баранов A.A., Стешенко В.П., Федосов A.C. - Опубл. в Б.] 1982, V 5.

20. A.c. № 941699. Гидроусилитель тормозного привода. Фе, сов A.C., Цырлин В.М., Скляров В.Н., Булавкин A.C. - Опубл. в Б.И., Ï9C2, ff 25.

21. A.c. № I03022I. Гидравлический тормозной привод тран спортного средства. Гецович Е.М., Подригало М.А., "Федосов А.С Опубл. в Б.И., 1983, № 27.

22. A.c. № 1289717. Способ.охлаждения тормозного диска. Батанов C.B., Гецович Е.М., Федосов A.C. - Опубл. в Б.И. 198^ № 6.

23. A.c. № I7229I6. Главный тормозной цилиндр для тормос системы с разделительными контурами. Стешенко В.П., Папашев (

|Лечун Ю.Н., Федосов A.C. - Опубл. в Б.И., 1992, У- 12.

24. A.c. У-. 1752609. Гидравлическая тормозная система авто-оезда. Шуклинов С.Н., Скляров В.Н., Федосов A.C. - Опубл. в Б.И., 992, У 29.

25. Федосов A.C. Вероятностный метод расчета дисковых тормо-ов. - Харьков, I9ÖI. - Деп. в НИИНавтопроме, Библ.указ.ВИНИТИ Депонир. рукоп.", ^8(118), I9ÖI, с. 70.

26. Федосов A.C. Теоретические основы расчета барабанного ормоза. - Харьков, 1903. - Деп. в ЦНИИТЭИавтопрома 26.10.00.

ибл. указ. ВИНИТИ "Депонир. научн.работы", I9Ö9, г 4(210), с.ИЗ.

27. Федосов A.C., Булавкин A.C. Нагруженность дисковых тор-озных механизмов при их совместном использовании с барабанными.-арьков, 1985. - Деп. в НИИНавтопром 30.09.05, »s 1249-ап,Библ.указ. ИНИТИ "Депониров.научн.работы", 1996, F 2(272), с. 101.

20. Федосов A.C., Батанов C.B. Теплорассеивающая способность исковых тормозов легковых автомобилей при испарительном охлажде-ии. - Харьков, 1989. - Деп. в ЦНИИТЭИавтопрома 30.01.69, F 1820-nÔ9. - Библ. указ. ВИНИТИ "Депонир. научн.работы", 1989, W 9(215),

29. Федосов A.C. Теоретичесное обеспечение предварительного тапа проектирования тормозных систем легковых автомобилей. -эзисы доклада на Всесоюзном семинаре "Проблемы совершенствования этомобильной техники", М.: МВТУ им. Баумана, 1986, с. 106«

Федосов 0. Вдосконалення метод1В розрахунку та конструкшй гальмових систем легкових автомоб1Л1в.

Дисертащя на здобуття наукового ступеня доктора техн1чних наук за спец1альшстга 05.05.03 - автомоб1Л1 1 трактори. Харк1всь-кий державний автомоб1льно-дорожн1й техн1чний ун1верситет, Хари в 1994.

Захищаються нов1 розрах.унковх модел1 та створен1 за 1х допо-могою нов1 технхчнг ршення, в1дображен1 в 50 наукових працях I 40 винаходах, складакш теоретичну гпдставу системного пгдходу до проектування гальмового кергвництва легкових автомоб1Л1в. Встановлено, що добгр концегпд1 та основних параметрхв гальмових систем визначаеться 1нтенсивнхстга теплових процесхв, залежно1 вхд динамгчних властивостей автомобиля, зскрема - його максимальной: швидкостх. Здобитки роботи використанг Запоргзьким автозаводом, а окремт нов1 технхчнх рхшення впроваджеш на автомоб1Л1 ЗАЗ-П02 гидвищенх його споживч1 I гальмов1 якост1, на 33 кг зменшена маса

Югочовг слова: легковг автомоб1Л1, гальмове керування, проеь тування, теор!я, розрахунок.

.Fedosov

improvement of Motor Car Broke System Designing Methods.

esis for n doctor's decree'in technical science!? on "Motor Cara 3 Tracto.rs" speciality(V^-OS.05.03).

arkov State Automobile and Highway Technical University, arkov,1994

The thesis presenta some new analytical models which have en applied in n number of innovations and have become a theore-:al basis for systemic approach to designing of motor cor brake itrol.Information on the research was published in 50 research rks and 40 invention certificates.

It was established that the intensity of beet processes sending on dynamic characteristics of a car and on its top speed particular is an important factor for determining basic paramera and a concept of a brake system.

The obtained resulta of the research have been implemented Zaporozhsky Automobile Plant where some original alterations

made in ZAZ-1102.They allowed to improve its performance and iking characteristics aa well as to oahieve a 33kg reduction its weight.■

Подп. к печ. Бумага газетная.

Формат А5

Отпечатано на ризографе

Усл.печ.л.5?.^.

Уч.-изд.л.

ХГАДТУ, 310078, Харьков, ул.Петровского, 25

Харьковский государственный автомобильно-дорожный технический университет, РИО.