Особенности улучшения эффективности тормозов с учетом работы гидроприводов с переменным передаточным отношением

Размещено на http://www.allbest.ru/

Автомобильный транспорт Кыргызско-Российского Славянского университета

ОСОБЕННОСТИ УЛУЧШЕНИЯ ЭФФЕКТИВНОСТИ ТОРМОЗОВ С УЧЕТОМ РАБОТЫ ГИДРОПРИВОДОВ С ПЕРЕМЕННЫМ ПЕРЕДАТОЧНЫМ ОТНОШЕНИЕМ

Глазунов Дмитрий Владимирович

д.т.н., доцент, профессор кафедры

Аннотация

Тормозные системы становятся важнейшими узлами обеспечения безопасности автотранспортных средств, особенно эксплуатирующихся в горных и высокогорных условиях Кыргызстана. В связи с этим особое внимание сейчас уделяется повышению эффективности, эргономичности, надежности и безопасности тормозных систем АТС. Для этого в нашей работе предложено улучшить эффективность гидравлического тормозного привода автомобиля. Нами были проведены исследования и разработки по созданию тормозного гидропривода с переменным передаточным отношением, увеличивающего эффективность работы тормозной системы без использования дополнительного источника энергии.

Ключевые слова: безопасность движения, тормозная система, гидравлический привод тормозов, передаточное отношение гидропривода

Annotation

тормозной гидропривод передаточный система

FEATURES OF IMPROVING EFFICIENCY BRAKES, TAKING INTO ACCOUNT THE WORK OF HYDRAULIC ACTUATORS VARIABLE GEAR RATIO

Brake systems are becoming the most important hubs for ensuring the safety of motor vehicles, especially those operated in the mountainous and high-altitude conditions of Kyrgyzstan. In this regard, special attention is now paid to improving the efficiency, ergonomics, reliability and safety of the brake systems of the PBX.

To this end, our work proposed to improve the efficiency of the hydraulic brake drive of a car. We have carried out research and development to create a brake hydraulic drive with a variable gear ratio, which increases the efficiency of the brake system without using an additional energy source.

Keywords: driving safety, brake system, hydraulic brake actuation, hydraulic drive ratio

Основная часть

Анализ мирового опыта в использовании тормозных систем показал, что создание тормозной системы, позволяющей обеспечить минимальный тормозной путь, и хорошую управляемость при экстренном торможении автомобиля на любых типах покрытий, является актуальным. Преимуществом таких систем является более высокая скорость срабатывания тормозов и обеспечение управляемости автомобиля в экстренных ситуациях на любых типах покрытия.

Чем надежнее тормозная система автомобиля, тем быстрее можно уменьшить скорость его движения, и тем безопаснее транспортное средство, следовательно необходимо проводить исследования по улучшению тормозных систем автомобиля, а именно по созданию тормозного гидропривода с переменным передаточным отношением, увеличивающего эффективность работы тормозной системы без использования дополнительного источника энергии. Для этого в нашей работе предложено улучшить эффективность гидравлического тормозного привода автомобиля. Нами были проведены исследования и разработки по созданию тормозного гидропривода с переменным передаточным отношением, увеличивающего эффективность работы тормозной системы без использования дополнительного источника энергии. В нашей республике исследованиями по улучшению тормозных систем автомобиля занимались Нусупов Э.С., Дручинин А. К., Лаптев Л. Е. и другие ученые.

Для создания наиболее эффективных, удовлетворяющих в большей степени современным техническим, эргономическим требованиям и стандартам тормозных систем с гидроприводом необходимо использовать гидроприводы с переменным передаточным отношением и со ступенчатым главным тормозным цилиндром (СГТЦ).

Рисунок 1 Схема гидропривода со ступенчатым главным тормозным цилиндром (СГТЦ) где: 1 - Педаль, 2 - Главный тормозной цилиндр, 3 - ступенчатый поршень, 4 - поршень, 5 - клапан срабатывания, 6 - корпус клапана, 7,8 - трубопроводы, 9 - регулятор, 10,11 - рабочие тормозные цилиндры, 12 - бачек с тормозной жидкостью

Анализ требований к тормозным системам показывает, что тормозной гидропривод с ППО обладает потенциальными возможностями удовлетворения требований современных стандартов, т.к. он работает без усилителей, в нем используется одна рабочая жидкость, что способствует повышению быстродействия, а подбор оптимальных значений передаточного числа на определенных участках статической характеристики привода позволяет более рационально использовать ход педали тормоза и физические возможности водителя на торможение, а так же обеспечить приводу полную автономность в работе и не влиять на работу двигателя.

При работе СГТЦ с переливным клапаном срабатывания (рисунок 2 кривая 5) давление р нарастает также как и в СГТЦ с крановым и дозирующим клапанами срабатывания, при усилии на педали тормоза до 147 Н. В момент начала открытия переливного клапана срабатывания при усилии на педали тормоза от 147 до 343 Н давление в СГТЦ возрастает, но с постоянным перепадом, равным сумме давлений потери напора (Д_р) и открытия клапана (р_х⁰). Это связанно с конструкцией переливного клапана у которого отсутствует штоковая полость, т. е. f_ш = 0 (рисунок 2, кривая б).

Рисунок 2 Графики изменения давления в тормозной системе при использовании гидропривода со ступенчатым главным тормозным цилиндром (СГТЦ)

Таким образом, можно сделать вывод, что СГТЦ с переливным клапаном также удовлетворяет требованиям стандартов и может вполне применяться в конструкциях легковых автомобилей, но имеет показатели хуже чем у СГТЦ с дозирующим клапаном.

Сравнивая характеристики тормозного гидропривода со СГТЦ (кривые 3, 4, 5) с характеристикой тормозного гидропривода с вакуумным усилителем (кривая 2) можно сделать вывод, что гидропривод с вакуумным усилителем обеспечивает дополнительное усилие в определенном диапазоне, т.е. при усилии на педали тормоза до 157 Н, гидропривод работает с коэффициентом усиления порядка (к_у=2,6), потом происходит потеря вакуумного усилия (точка б) и тормозной гидропривод работает без дополнительного усилия. В точке б кривая 2 преломляется и идет параллельно кривой 1, это происходит из-за того, что значение коэффициента усиления к_у зависит от типа усилителя, его геометрических параметров и режима работы усилителя. Это один из недостатков гидропривода с вакуумным усилителем.

Таким образом, на основании анализа работы СГТЦ в статике, динамике и приведенных зависимостей, можно определить и выбрать его параметры по статической и динамической характеристике, например, применительно к тормозному гидроприводу автомобилей ВАЗ.

Зная геометрические параметры привода педали, коэффициенты усиления вакуумного усилителя (i_в), а также предельно необходимое давление р_х для экстренного торможения автомобиля без юза, была построена графическая зависимость р_х = f(Q_n) и определены коэффициенты усиления клапана срабатывания i_K и ступенчатого поршня i_Т.

При разработке конструкции СГТЦ для автомобилей ВАЗ расчетные параметры предусматривали его работу в тормозной системе автомобиля без вакуумного усилителя и, кроме того, учитывался следующий фактор: коэффициент усиления ступенчатого поршня ГТЦ должен быть принят приблизительно равным коэффициенту усиления гидровакуумных усилителей тормозов для возможного осуществления полноценной их замены без существенного снижения эффективности работы тормозной системы автомобиля.

Для обеспечения необходимой эффективности работы тормозного гидропривода должны быть рассчитаны и обоснованно выбраны параметры его элементов, которыми являются клапан срабатывания (КС) и ступенчатый главный тормозной цилиндр (СГТЦ).

Для этого необходимо провести статический и динамический расчеты тормозного гидропривода с переменным передаточным отношением и ступенчатым главным тормозным цилиндром.

Поскольку диаметр сечения щели между затвором и седлом клапана может изменяться при подъеме, при расчете принимают среднее значение этого диаметра. В частности для клапана (рисунок 1) средний диаметр щели при его подъеме приближенно определяют так:

d_cp = d + d₁ / 2

В соответствии с этим площадь проходной щели клапана определяется по выражению:

F = ?? d_cp t = ?? t (d + d₁ / 2)

где d - диаметр отверстия (острых кромок седла) клапана,

d₁ - диаметр эффективного сечения конуса затвора клапана в поднятом положении,

t - размер щели в сечении, перпендикулярном направлению потока.

Высота подъема в клапанах с углом при вершине б = 90⁰ конструктивно выбирается обычно равной h = (0,2...0,3) d. Во избежание заклинивания клапана значение а должно быть б > 60⁰.

Из расчетов видно, что расход жидкости пропорционален квадратному корню из перепада давления.

На затвор клапана срабатывания действуют силы гидростатического давления и трения, силы гидродинамического воздействия потока, боковое усилие, обусловленное несеметричностью распределения давления в радиальном зазоре (щели) и несоосностью затвора и седла, а также силы бокового давления, вызываемого несимметричным действием усилия пружины клапана.

Усилие, возникшее при действии давления р_х на площадь f_э, открывающее затвор клапана будет меньше усилия пружины Р_к, что вызовет закрытие затвора. Происходит дозирование жидкости. Это будет длиться, пока давление р_х достигнет такого значения, которое действуя на площадь f_э создаст усилие, открывающее затвор, которое уравновесит усилие пружины, и клапан будет находиться в состоянии равновесия.

Рассмотрим статический расчет клапана. Данный расчет проводится для таких значений клапана: d = 0,8 см; V = 1500 см/с; г = 0.9 Ч 10^-6 кг с² / см²; ? = 90⁰.

Приведенный результат расчета показывает, что для данных значений клапана его статические параметры, такие как площадь щели f и расход Q имеют следующие значения: f = 0,45 см²; Q = 626,3 см³/с.

Статический расчет гидропривода со СГТЦ заключается в определении статической характеристики, конструктивных параметров привода и коэффициента усиления данного привода i_{Т П}.

Статическая характеристика выражает зависимость давления р_х, в контуре СГТЦ, от усилия Q_п , прикладываемого к педали тормоза р_х = f(Q).

Конструктивными параметрами привода являются, диаметры ступенчатого поршня (D, d_п, d _{т ц} ) главного тормозного цилиндра, диаметры поршней (d_K) колесных тормозных цилиндров и коэффициент передачи привода педали i _n. Эти параметры определяют с целью обеспечения необходимых приводных усилий Q_K12 для колесных тормозных механизмов при допустимом усилии на педали Q_n и ее перемещении у_п.

Коэффициентом усиления тормозного гидропривода можно считать отношение силы, создаваемой на поршне колесного тормозного цилиндра к усилию, приложенному к педали тормоза.

(1)

где: Q_K1,2 - приводное усилие на поршнях передних и задних колесных тормозных цилиндров;

Q_n - усилие на педали тормоза

Это передаточное отношение зависит от геометрических параметров тормозного гидропривода и является постоянным для конкретного автомобиля. Передаточное отношение тормозного гидропривода со СГТЦ может достигать в i_x раз больше. Изменяться передаточное отношение начинает при открытии клапана срабатывания. Момент открытия клапана срабатывания р_х⁰ устанавливается настройкой усилия его пружины Р_к и зависит от характеристики тормозного гидропривода.

Из вышеизложенного видно, что тормозной гидропривод со СГТЦ имеет две стадии работы: при р_х < р_х⁰ и при р_х > р_х⁰, а также переходную зону при р_х<р_х<р".

При р_х - р_х⁰ усилие на педали тормоза и коэффициент усиления тормозного привода Q_n и i_T._П определяется по формуле:

Q_П = (р_х F_П - р_у F_y ) / i_П ??_П (2)

где: F_y = F - F_m - площадь штоковой (усиливающей) полости ступенчатого поршня,

F = ?? D² / 4 - площадь большей части ступенчатого поршня,

D - диаметр большей части СП,

F_m, =р d_Ш ² / 4 - площадь штока,

d_Ш - диаметр штока.

F_у = ?? (D² - d_Ш ² ) / 4

Тогда р_х, из формулы (6.15), будет иметь выражение:

Р_х = (Q_П i_П ?? _П + р_у F_y ) / F_П (3)

Рисунок 3 Расчетная схема двухконтурного гидравлического тормозного привода со ступенчатым главным тормозным цилиндром

Q_к1,2= (4)

Где: р_х - давление в приводе,

- площадь поршней передних и задних колесных тормозных цилиндров, d_K1,2 - диаметры этих поршней.

(5)

Где: Q_x - усилие на поршне главного тормозного цилиндра,

F_n = р d_п² / 4 - площадь рабочей (меньшей) части ступенчатого поршня,

d_n - диаметр рабочей (меньшей) части СП,

i_n - коэффициент передачи привода педали, определяется как отношение х/у,где х,у - плечи педального привода,

з _п = 0,86...0,92 - КПД педального привода.

Исходя из проведенных расчетов, можно обосновать эффективность использования ступенчатого главного тормозного цилиндра, и можно сделать вывод, что СГТЦ с дозирующим клапаном срабатывания полностью удовлетворяет современным требованиям и нормам торможения и вполне пригоден для использования в конструкциях легковых автомобилей.

Библиографический список

1. Глазунов Д.В., Глазунов В.И. Решение задач по оценке энергозатрат на торможение автомобиля. [Текст] / Д.В.Глазунов // Бишкек: Известия Кыргызского государственного технического университета им. И.Раззакова, 2017. С. 83-89.

2. Глазунов, Д. В. Разработка высокоэффективной автоматической системы тормозных устройств автомобиля. Монография [Текст] / Д. В. Глазунов // Бишкек: Издательство Кыргызско-Российского Славянского университета им. Б. Н. Ельцина, 2013. 100 с.

3. Глазунов, Д. В. Применение современных технологий в тормозных системах автомобиля и перспективы использования электромеханических систем [Текст] / Д. В. Глазунов // Алматы: Поиск, Научный журнал-приложение международного журнала «Высшая школа Казахстана», № 2 (2), 2013. С. 34-39.

Размещено на Allbest.ru