Расчет гидравлического тормозного привода

В простом гидравлическом приводе (рис.8.6) для включения колесных тормозных механизмов используется мускульная энергия водителя. Водитель с усилием Q нажимает на тормозную педаль 1. Усилие от педали через регулировочный шток 2 передается на поршень главного тормозного цилиндра 3.

Рис. 8.6. Схема простого гидравлического привода

Рабочая жидкость по магистрали 4 поступает в колесные тормозные цилиндры 5. При одинаковых размерах колесных тормозных цилиндров на колодках всех тормозных механизмов создаются равные усилия Р.

Усилие Р, разжимающее колодки, пропорционально давлению в магистрали и диаметру колесного цилиндра d.

Р = .

Для лучшего использования сцепного веса автомобиля иногда диаметры колесных тормозных цилиндров делают неодинаковыми: цилиндры с большим диаметром устанавливают на легковых автомобилях на передних колесах, а на грузовых – на задних.

Типовая конструкция главного тормозного цилиндра показана на рис. 8.7.

Рис. 8.7. Главный тормозной цилиндр

 

Корпус цилиндра отливается из чугуна заодно с резервуаром 14. Заливное отверстие резервуара закрывается пробкой 1, в которой смонтированы отражатель 2 и сетка 3, предохраняющие выплескивание тормозной жидкости через атмосферные отверстия в пробке.

При нажатии на тормозную педаль толкателем 10 перемещается поршень 9, который выталкивает жидкость через выпускной клапан 5 в магистраль. При отпускании педали поршень 9 с манжетой 8 под действием пружины 7 возвращается в исходное положение.

Расчет простого гидравлического привода сводится к определению передаточного числа педали i_п , диаметра d_r поршня главного тормозного цилиндра и диаметров d₁ , d₂ , ..., d_п поршней колесных тормозных цилиндров.

Во всех случаях диаметры колесных цилиндров правых и левых колес одной оси должны быть одинаковы. Колесные цилиндры неодинаковых диаметров на различных осях применяют только в двухосных автомобилях.

В многоприводных автомобилях на всех колесах устанавливаются, как правило, одинаковые по размеру тормозные цилиндры.

Диаметр d_i колесного тормозного цилиндра определяется по формуле

d_i = (8.17)

где Р_l - cила, с которой колодка i- го колеса прижимается к тормозному

барабану при торможении с максимальной эффективностью, кГ;

р - максимальное давление в магистрали, кГ/см².

Обычно максимальное давление р в магистрали задают (без усилителей)50-80 кГ/см².

Усилие на штоке (толкателе) поршня главного тормозного цилиндра при давлении в магистрали р будет равно

Х =

и на педали управления (рис. 1)

Q = (8.18)

где η – к.п.д. гидравлического привода; можно принять η = 0,92.

Расчетное усилие Q на педали принимают равным 50-60 кГ.

Полный ход педали управления при торможении автомобиля может быть определен по формуле:

S = , (8.19)

где ξ - коэффициент, учитывающий сжимаемость жидкости и деформацию

привода;

d₁ , d₂ , ..., d_п - диаметры колесных тормозных цилиндров соответственно

колес 1-й, 2-й, ..., п-й осей автомобиля;

х₁, х₂, ...х_п - ход поршней (см. формулу 14 лекции 1) тормозных цилиндров

тех же колес;

∆ - зазор между поршнем главного тормозного цилиндра и толкателем,

равный 1,5-2,5 мм.

Максимальный ход педали не должен превышать для грузовых автомобилей 180 мм, для легковых – 150 мм.

Первый член в скобке формулы (3) равен ходу h поршня главного тормозного цилиндра, т.е.

h = 2 ξ (8.20)

Задав ход педали S и усилие Q , совместным решением уравнений (8.18) и (8.19) определяются передаточные числа педали i_n = и диаметр главного тормозного цилиндра d_r . Длины плеч l и a выбираются по условиям компоновки.

Отметим, что диаметр d_r главного тормозного цилиндра по своим размерам не должен сильно отличаться от среднего диаметра колесных цилиндров, ибо при малых размерах d_r увеличится ход поршня и соответственно возрастет ход педали. В выполненных конструкциях автомобилей с гидравлическим тормозным приводом отношение диаметра колесного цилиндра к диаметру главного тормозного цилиндра находится в пределах = 0,9 ÷ 1,2. Меньшее значение этого отношения справедливо для легковых автомобилей, а большее – для грузовых автомобилей с гидроприводом без усилителей.

Трубопроводы магистрали и гибкие шланги обычно рассчитываются на давление, в четыре-пять раз превышающее давление в магистрали при торможении автомобиля с максимальной интенсивностью.

Для расчета магистральных трубопроводов на прочность можно принять расчетное давление р , равное 350-400 кГсм².

Когда на заданном давлении в магистрали, равном 50-80 кГ/см., диаметр колесного тормозного цилиндра, определенный по формуле (1), получается недопустимо большим по условиям компоновки тормозного механизма, в каждом тормозном механизме следует установить два параллельно подключенных к магистрали рабочих тормозных цилиндра или повысить расчетное давление до 100-140 кГ/см² и применить гидравлический привод с усилителем.

Гидравлические приводы с усилителем встречаются двух типов: с пневматическим усилителем и вакуумным усилителем. Усилители (пневматический или вакуумный) подключаются в привод параллельно тормозной педали управления.

По этому признаку гидроприводы с усилителем отличаются от комбинированных приводов (например, пневмогидравлических), где педаль связана тягой с краном управления, а требуемое тормозное усилие создается за счет использования энергии от постороннего источника.

 

Рис. 8.8. Схема пневматического усилителя гидропривода

 

Схема гидравлического привода с пневматическим усилителем дана на рис. 8.8. Шток поршня главного тормозного цилиндра 1 связан с поршнем 2 и с педалью 3. При нажатии на педаль одновременно перемещаются поршни, и с помощью тяги 5 включается тормозной кран 4. В тормозном кране 4 закрывается атмосферный клапан и открывается воздушный. Воздух из ресивера поступает в цилиндр, где создается давление р_в.

Сила Х на штоке поршня главного тормозного цилиндра равна

Х = (8.21)

где d_r - диаметр главного тормозного цилиндра;

р - давление в магистрали гидравлического привода;

η - к.п.д. гидравлического привода.

Составляя уравнение равновесия штока, получим

Х = Х₁ + Х₂

где Х₁ – сила на штоке, создаваемая усилием от педали управления;

Х₂ – сила на штоке, создаваемая пневматическим усилителем.

Обозначив через F силу сжатия пружины крана управления, будем иметь

Х₁ = (8.22)

Сила на штоке, создаваемая пневматическим усилителем, в свою очередь будет равна

Х₂ = S_n (p_в – р_а) η_у - k_{п. у}h (8.23)

 

где S_n - рабочая поверхность поршня;

р_в - давление воздуха в цилиндре;

р_а - атмосферное давление;

η_у - коэффициент, учитывающий трение поршня о стенку цилиндра и

утечку воздуха; при расчете можно принять равным единице;

k_п.у - жесткость возвратной пружины поршня усилителя;

h - ход штока.

Рабочая поверхность поршня равняется

S_п = (8.24)

где D - диаметр цилиндра;

d_в - диаметр втулки поршня.

Сила, приложенная к поршню главного тормозного цилиндра, будет равна

Х = + S_n (p_в – р_а) η_у - k_{п. у}h (8.25)

При расчете пневмоусилителя предельное значение силы Q на педали тормоза задается 20-25 кГ.