Расчет элементов рулевого управления

Нагрузки и напряжения, действующие в деталях рулевого управления можно рассчитать, задавая максимальное усилие на рулевом колесе или определяя это усилие по максимальному сопротивлению повороту управляемых колес автомобиля на месте (что более целесообразно). Эти нагрузки являются статическими.

В рулевом механизме рассчитывают рулевое колесо, рулевой вал и рулевую передачу.

Максимальное усилие на рулевом колесе для рулевых управлений без уси­лителей –  = 400 Н; для автомобилей с усилителями – = 800 Н.

При расчете максимального усилия на рулевом колесе по мак­симальному сопротивлению повороту управляемых колес на ме­сте момент сопротивления повороту можно определить по эмпирической зависимости:

,                                          (13.12)

где  – коэффициент сцепления при повороте управ­ляемого колеса на месте;  – нагрузка на колесо;  – давление воздуха в шине.

Усилие на рулевом колесе для поворота на месте рассчитывают по формуле:

,                                    (13.13)

где  – угловое передаточное число рулевого управления;  – радиус рулевого колеса;  – КПД рулевого управления.

По заданному или найденному усилию на рулевом колесе рас­считывают нагрузки и напряжения в деталях рулевого управле­ния.

Спицырулевого колеса рассчитывают на изгиб, предполагая при этом, что усилие на рулевом колесе распределяется между спицами поровну. Напряжения изгиба спиц определяют по формуле:

,                                               (13.14)

где  – длина спицы;  – диаметр спицы;  – число спиц.

Рулевой вал обычно выполняют трубча­тым. Вал работает на кручение, нагружаясь моментом:

.                                       (13.15)

Напряжения кручения трубчатого вала рассчитывают по формуле:

,                                         (13.16)

где ,  – наружный и внутренний диаметры вала соответственно.

Допустимые напряжения кручения рулевого вала – [ ] = 100 МПа.

Рулевой вал проверяют также на жесткость по углу закручива­ния:

,                                           (13.17)

где  – длина вала;  – модуль упругости 2-го рода.

Допустимый угол закручивания – [ ] = 5 ÷ 8° на один метр длины вала.

В червячно-роликовой рулевой передаче глобоидный червяк и ролик рассчитывают на сжатие, контактные напряжения в зацеплении при котором определя­ют по формуле:

,         (13.18)

где  – осевая сила, действующая на червяк;  – площадь кон­такта одного гребня ролика с червяком;  – число гребней ролика.

Осевую силу, действующую на червяк, рассчитывают по формуле:

,         (13.19)

где  – начальный радиус червяка в наименьшем сечении;  – угол подъема винтовой линии червяка.

Площадь контакта одного гребня ролика с червяком можно определить по формуле:

,                       (13.20)

где и  – радиусы зацепления ролика и червя­ка соответственно; и  – углы зацепления ролика и червяка.

Допустимые напряжения сжатия – [ ] = 2500 ÷ 3500 МПа.

В винтореечной передаче пара «винт – шариковая гайка» проверя­ется на сжатие с учетом радиальной нагрузки на один шарик:

,        (13.21)

где   – число рабочих витков;   – число шариков на одном витке (при полном заполнении канавки);   – угол контакта шариков с канавками.

Прочность шарика определяют по контактным напряжениям, рассчитываемым по формуле:

,                                  (13.22)

где   – коэффициент кривизны соприкасающихся поверхностей;   – модуль упругости 1-го рода;  и   – диа­метры шарика и канавки соответственно.

Допустимые контактные напряжения [ ] = 2500 ÷ 3500 МПа.

В паре «рейка – сектор» рассчитывают зубья на изгиб и контакт­ные напряжения аналогично цилиндрическому зацеплению. При этом окружное усилие на зубьях сектора (при отсут­ствии или неработающем усилителе) определяют по формуле:

,                                      (13.23)

где  – радиус начальной окружности сектора.

Допустимые напряжения – [ ] = 300 ÷ 400 МПа; [ ] = 1500 МПа.

Реечную рулевую передачу рассчитывают аналогично.

В рулевом приводе рассчитывают вал рулевой сошки, рулевую сошку, палец рулевой сошки, продольную и по­перечную рулевые тяги, поворотный рычаг и рычаги поворотных кулаков (поворотных цапф).

Вал рулевой сошки рассчитывают на кручение.

При отсутствии усилителя напряжения вала сошки определяют по формуле:

,               (13.24)

где  – диаметр вала сошки.

Допустимые напряжения – [ ] = 300 ÷ 350 МПа.

Расчет сошки проводят на изгиб и кручение в опасном сечении А - А.

При отсутствии усилителя максимальную силу, действующую на шаровой палец от продольной рулевой тяги, рассчитывают по формуле:

,               (13.25)

где  – расстояние между центрами головок рулевой сошки.

Напряжения изгиба сошки определяют по формуле:

,                                              (13.26)

где  – плечо изгиба сошки; a и b – размеры сечения сошки.

Напряжения кручения сошки определяют по формуле:

,                                            (13.27)

где  – плечо кручения.

Допустимые напряжения [ ] = 150 ÷ 200 МПа; [ ] = 60 ÷ 80 МПа.

Шаровой палец сошки рассчитывают на изгиб и срез в опасном сечении Б - Б и на смятие между сухарями продольной рулевой тяги.

Напряжения изгиба пальца сошки рассчитывают по формуле:

,                                                (13.28)

где e – плечо изгиба пальца;  – диаметр пальца в опасном сечении.

Напряжения среза пальца определяют по формуле:

.                                               (13.29)

Напряжения смятия пальца рассчитывают по формуле:

,                                              (13.30)

где  – диаметр шаровой головки пальца.

Допустимые напряжения – [ ] = 300 ÷ 400 МПа; [ ] = 25 ÷ 35 МПа;        [ ] = 25 ÷ 35 МПа.

Расчет шаровых пальцев продольной и поперечной рулевых тяг проводится аналогично расчету шарового пальца рулевой сошки с учетом действующих нагрузок на каждый палец.

Продольную рулевую тягу рассчитывают на сжатие и про­дольный изгиб.

Напряжения сжатия определяют по формуле:

,              (13.31)

где  – площадь поперечного сечения тяги.

При продольном изгибе в тяге возникают критические напря­жения, которые рассчитывают по формуле:

,                                               (13.32)

где  – модуль упругости 1-го рода; J – момент инерции трубчатого сечения;  – длина тяги по центрам шаровых пальцев.

Запас устойчивости тяги можно определить по формуле:

.                                      (13.33)

Запас устойчивости тяги должен составлять –  = 1,5 ÷ 2,5.

Поперечная рулевая тяга нагружается силой:

,                                        (13.34)

где  и  – активные длины поворотного рычага и рычага поворотного кулака соответственно.

Поперечную рулевую тягу рассчитывают на сжатие и продоль­ный изгиб так же, как и продольную рулевую тягу.

Поворотный рычаг рассчитывают на изгиб и кручение.

Напряжения изгиба определяют по формуле:

.                                            (13.35)

Напряжения кручения рассчитывают по формуле:

.                                            (13.36)

Допустимые напряжения – [ ] = 150 ÷ 200 МПа; [ ] = 60 ÷ 80 МПа.

Рычаги поворотных кулаков также рассчитывают на изгиб и кручение.

Напряжения изгиба определяют по формуле:

.                                                  (13.37)

Напряжения кручения рассчитывают по формуле:

.                                             (13.38)

Таким образом, при отсутствии усилителя в основе прочностного расчета деталей рулевого управления лежит максимальное усилие на рулевом колесе. При наличии усилителя детали рулевого привода, расположенные между усилителем и управляемыми колесами, нагружены, кроме того, усилием, развиваемым усилителем, что необходимо учитывать при проведении расчетов.

Расчет усилителя обычно вклю­чает в себя следующие этапы:

1. выбор типа и компоновки усилителя;

2. статический расчет – определение сил и перемещений, раз­меров гидроцилиндра и распределительного устройства, центрирующих пружин и площадей реак­тивных камер;

3. динамический расчет – определение времени включения уси­лителя, анализ колебаний и устойчивости работы усилителя;

4. гидравлический расчет – определение производительности насоса, диаметров трубопроводов и т.п.

В качестве контрольных нагрузок, действующих на детали рулевого управления, могут быть взяты нагрузки, возникающие при наездах управляемых колес на дорожные неровности, а также нагрузки, возникающие в рулевом приводе, например, при торможении из-за неодинаковых тормозных сил на управляемых колесах или при разрыве шины одного из управляемых колес.

Данные дополнительные расчеты позволяют полнее оценить проч­ностные характеристики деталей рулевого управления.

 

ТОРМОЗНЫЕ СИСТЕМЫ

 

Назначение. Классификация. Требования

Тормозные системы служат для создания и изменения искусственного сопротивления движению, что позволяет снижать скорость движения автомобиля вплоть до полной остановки и обеспечивать его неподвижность во время стоянки.

Современные автомобили, за исключением специально оговоренных, должны иметь рабочую, запасную и стояночную тормозные системы. Некоторые автомобили обо­рудуются дополнительно вспомогательной тормозной системой. Эти сис­темы могут иметь общие элементы, но должны иметь не менее двух неза­висимых органов управления.

Каждая тормозная система состоит из тормозных механизмов и тор­мозного привода.

Наиболее широкое распространение на автомобилях получили фрикционные тормозные механизмы (дисковые и барабанные).

Дисковые тормозные механизмы применяются для передних и задних колес легковых автомобилей большого класса и для перед­них колес легковых автомобилей малого и среднего классов. На легковых автомобилях малого и среднего классов для задних колес чаще всего используются барабанные тормозные механизмы.

На грузовых автомобилях, независимо от их грузоподъемности, устанавливают бара­банные тормозные механизмы. Лишь в последние годы наметилась тенденция использования дисковых тормозных механизмов и для грузовых автомобилей.

Тормозной приводслужит для передачи силы, создаваемой водите­лем на органе управления (педали или рычаге), к тормоз­ным механизмам или для управления посторонним источником энергии, приводящим в дей­ствие тормозные механизмы.

Механический привод, вследствие своей постоянной жесткости имеет неограниченное время действия и поэтому всегда используется в качестве привода стояночной тормозной системы.

Гидравлический и пневматический приводы получили преимущественное распространение для рабочей тормозной системы. Гидравлический привод используется на автомобилях с полной массой, не превышающей 7 ÷ 8 т. Пневматический привод применяют в тех случаях, когда гидропривод при нормативном усилии на тормозной педали не может обеспечить необходимую эффективность торможения, а также для автопоездов, вследствие простоты привода тормозных механизмов прицепа.

На автомобилях большой грузоподъемности и длинномерных автопоездах используются также комбинированные приводы (гидропневматический, электропневматический).

К тормозным системам, как к важнейшему средству обеспечения активной безопасности автомобиля, предъявляются повышенные требования и их регламентация является предметом ряда между­народных документов (Правила №13 ЕЭК ООН).

Требования к тормозным системам:

1. минимальный тормозной путь или мак­симальное установившееся замедление при торможении;

2. сохранение устойчивости при торможе­нии;

3. стабильность тормозных свойств при неоднократных торможениях;

4. минимальное время срабатывания тор­мозного привода;

5. силовое следящее действие тормозного привода, т.е. пропорциональность между усилием на педали и тормозными силами на колесах;

6. легкость управления тормозными системами;

7. отсутствие органолептических явлений (слуховых, обонятельных);

8. надежность всех элементов тормозных систем, основные элементы (тормозная педаль и ее крепление, главный тормозной цилиндр, тормозной кран и др.) должны иметь гарантированную прочность, не должны выходить из строя на протяже­нии гарантированного ресурса, должна быть также предусмотрена сигнализация, оповещающая водителя о неисправности тормозной системы;

9. общие требования.

Требование высокой эффективности, прежде всего, относится к рабочей тормозной системе и обеспечивается в основном за счет тормозных механизмов, установленных во все ко­леса автомобиля (автопоезда). Применение регуляторов тормозных сил и антиблокировочных систем повышает эффективность рабочей тормозной системы. В иде­альном случае эффективность тормозных систем и, прежде всего, рабочей тормозной системы должна быть не только высокой, но и приблизительно одинаковой для всех типов автомобилей. На са­мом деле этого пока добиться не удается. Наибольшей эффектив­ностью (наименьшим тормозным путем) обладают легковые ав­томобили, наименьшей эффективностью (наибольшим тормоз­ным путем) – автопоезда.

Необходимыми условиями получения минимального тормоз­ного пути являются минимальное время срабатывания тормозно­го привода, одновременное торможение всех колес автомобиля, возможность доведения тормозных сил на всех колесах автомоби­ля до максимального значения по сцеплению и обеспечение не­обходимого распределения тормозных сил между колесами авто­мобиля в соответствии с нагрузками на колеса.

Сохранение устойчивости при торможе­нии повышает эффективность торможения автомобиля на дорогах с малым коэффициентом сцепления и способствует повышению безопасности движения.

Для выполнения указанного требования необходимо, чтобы тормозные силы на левых и правых колесах автомобиля при тор­можении были одинаковы и распределя­лись между передними и задними колесами в соответствии с при­ходящимися на них нагрузками или пропорционально нормаль­ным реакциям на колесах:

Такая пропорциональность между тормозными силами и на­грузками на передних и задних колесах может быть достигнута различными способами, например, с помощью регуляторов тор­мозных сил, которые регулируют тормозные силы на колесах мо­ста в зависимости от нагрузки, приходящейся на мост, или антиблокировочных систем.

Синхронность увеличения и уменьшения тормозного момента обеспечивается высоким качеством работы тормозного привода, а также одинаковым состоянием тормозных механизмов.

Необходимость стабильности тормозных свойств при неоднократных торможениях связана с нагревом тормозных механизмов во время торможения и возмож­ным нарушением их действия при нагреве. Стабильность тормозных свойств при неоднократных тормо­жениях автомобиля может быть обеспечена, если тормозные на­кладки будут иметь коэффициент трения, мало зависящий от скорости скольжения, нагрева и попадания на них воды. Стабильные значения коэффициента трения обеспечиваются подбором пар трения в тормозных механизмах при проектирова­нии автомобиля. Хороший отвод теплоты от пар трения тормозных механизмов рабочей тормозной системы необходим при частых и длительных притормаживаниях. Это обеспечивается применением различных ка­налов и оребрений, увеличивающих обдув воздухом пар трения.

Время срабатывания тормоз­ной системы также оказывает существенное влияние на тормозной путь автомобиля и, следовательно, на безопасность движения. Время срабатывания тормозной системы зависит от типа тормозных механизмов и типа тормозного привода.

Легкость и удобство управления тормозными системами необходима для облегче­ния работы водителя, усложняющейся из-за частых торможений автомобиля, особенно в условиях города и в горных условиях. Легкость и удобство управления определяются удобным распо­ложением органа управления (педали, рукоятки) и величиной его полного хода, невысокими значениями усилия, необходимого для перемещения органа управления. Применение усилителя облегчает работу водителя.

Легкость управления достигается также соответствующим выбором передаточных чисел тормозной системы, жесткостью тормозного привода и малыми потерями в приводе. Кроме того, сиденье во­дителя должно быть регулируемым и обеспечивать удобную его посадку, при которой спина упирается в спинку сиденья, а уси­лие на тормозной педали создается коленным суставом. В этом случае водитель может создать на тормозной педали усилие, пре­вышающее его массу на 10 ÷ 20%. Наибольшее усилие на рычаге стояночной тормозной системы можно получить при таком расположении рычага, когда прилагаемое к рычагу усилие направлено снизу вверх.

Минимальный шум при срабатывании механических тормозных механизмов обеспечивается подбором пар трения и повышенной жесткостью деталей, участвующих в создании тормозного момента.

Высокая надежность тормозных систем обеспечивается в ос­новном достаточно большими запасами по напряжениям в дета­лях. Для обеспечения замедления автомобиля вплоть до его оста­новки при отказе рабочей тормозной системы введена запасная тормозная система. Требования к ней перенесены на рабочую тормозную систему (у нее должно быть не менее двух независимых контуров) и на стояночную тормозную систему (ее конструкция должна обеспе­чивать возможность ее использования для торможения при дви­жении автомобиля; этому требованию не отвечает трансмиссион­ный тормозной механизм). Введение вспомогательной тормозной системы на грузовых авто­мобилях и автобусах позволяет с ее помощью обеспечивать замед­ление автомобиля, хотя и не до полной остановки.

 

Анализ тормозных механизмов

Для оценки конструктивных схем тормозных механизмов используют следующие основные оце­ночные параметры: коэффициент тормозной эффективности, стабильность, реверсивность, уравновешенность.

Коэффициент тормозной эффективности определяют как отношение тормозного момента, создаваемого тормозным механизмом, к приводному моменту:

,                                                 (14.1)

где  – сумма приводных сил;  – радиус приложения результирующей сил трения (в барабанных тормозных механизмах – радиус барабана, в дисковых – средний радиус фрикционной накладки).

Стабильность характе­ризует зависимость коэффициента тормоз­ной эффективности от изменения коэф­фициента трения. Эта зависимость пред­ставляется графиком статической харак­теристики тормозного механизма. Лучшей стабильностью обладают тормозные меха­низмы, характеризуемые линейной зависи­мостью, причем, чем слабее выражена эта зависимость, тем тормозной механизм стабильнее.

Поскольку тормозная эффективность должна оце­ниваться раздельно при движении вперед и назад используется критерий реверсивности, представляющий собой зависимость коэффициента тормозной эффективности от направления дви­жения автомобиля. При этом, если коэффициент тормозной эффективности при движении вперед равен коэффициенту при движении назад, то тормозной механизм счита­ется реверсивным.

Уравновешенность – свойство тормозного механизма при работе создавать нагрузки на подшипники ступицы колеса. Уравновешенными являются тормозные механизмы, в кото­рых силы трения не создают нагрузку на подшипники ступицы колеса.

Для оценки конкретных конструкций тормозных механизмов пользуются допол­нительными расчетными параметрами (давление на накладки, нагрев тормозного барабана за одно торможение и др.)

Тормозной момент дискового тормозного механизма определяют по формуле:

,                                   (14.2)

где  – коэффициент трения.

С учетом уравнения (14.1) при расчетном коэффициенте трения  = 0,35 коэффициент эффективности дискового тормозного механизма –  = 0,35.

Из этого можно заключить, что дисковый тормозной механизм обладает малой эффективностью (минимальной по сравнению с другими тормозными механизма­ми).

Основным достоинством дискового тормозного механизма является стабильность (минимальная по сравнению с другими тормозными механизма­ми), что отражено в его стати­ческой характеристике, которая имеет линейный характер. В настоящее время стабильности отдается предпочтение перед эффективностью, так как необходимый тормозной момент можно получить уве­личением приводных сил в результате применения рабочих цилиндров большего диаметра или усилителя.

Дисковый тормозной механизм является реверсивным, но неурав­новешенным, так как при торможении соз­дается дополнительная сила, нагружаю­щая подшипники ступицы колеса.

В настоящее время применяют несколько разновидностей барабанных тормозных механизмов, которые отличаются особенностями силового взаимодействия колодок с приводным устройством и барабаном.

При анализе силового взаимодействия тормозных колодок с тормозным барабаном принимают следующие допущения: накладки расположены симметрично относительно горизонтальной оси; равнодействующие элементарных тормозных сил проходят через центр тормозного механизма.

 

Расчетная схема тормозного механизма с равными приводными силами и односторонним расположением опор колодок показана на рисунке.

На каждую колодку, помимо опорных реакций, действуют силы: приводная – ; равнодействующая нормальных реакций тормозного барабана – N; сила трения – . Равенство приводных сил  =  обеспечивается одинаковыми размерами порш­ней рабочего цилиндра.

Из схемы сил, дейст­вующих в тормозном механизме, видно, что мо­мент силы трения относительно опор колодок оказывает на левую колодку действие, эквивалент­ное увеличению приводной силы, а на правую – эквивалентное уменьшению. Левую колодку (при вращении барабана против часовой стрелки, как показано на рисунке) называют первичной (активной, самоприжимной), а правую – вторичной (пассив­ной, самоотжимной).

Явление самоприжима и самоотжима являются важной принципиальной особенностью рабочего процесса барабанных тормозных механизмов.

Тормозной момент, развиваемый обеими колодками тормозного механизма, можно рассчитать по формуле:

.            (14.3)

Для данного тормозного механизма

;                                                   (14.4)

.                                                  (14.5)

Таким образом, из-за неравенства  и , отношение тормозных моментов, развиваемых активной и пассивной колодками будет равно:

 ≈ 2,

т.е. активная колодка обеспечивает примерно в 2 раза больший тормозной момент, что приводит к ускоренному ее изнашиванию. Для того чтобы уравнове­сить износ накладок, необходимо сделать одинаковыми давления на на­кладки, что достигается увеличением длины и толщины активной на­кладки.

Тормозной момент, развиваемый обеими колодками такого тормозного механизма, можно определить по формуле:

.                                          (14.6)

Коэффициент тормозной эффективности данного тормозного механизма:

 = 0,81.

Статическая характеристика данного тормозного механизма нелинейна, что свидетельствует о недостаточной его стабильности; разность  не зависит от направления вращения барабана, что свидетельствует о его реверсивности; в результате неравенства  и  подшипники ступицы колеса нагружаются дополнительной силой, т.е. такой тормозной механизм неуравновешен.

Тормозные механизмы с равными приводными силами и односторонним расположением опор применяются на грузовых автомобилях средней грузоподъемности и в качестве тормозных механизмов задних колес на легковых автомобилях.

Для тормозного механизма с равными приводными силами и разнесенными опорами

;                    (14.7)

.                   (14.8)

В этом тормозном механизме обе колодки являются активными при вращении барабана против часовой стрелки; тормозные моменты, создаваемые обеими колодками – одинаковы, что обеспечивает одинаковый их износ.

Тормозной момент, развиваемый обеими колодками такого тормозного механизма, можно определить по формуле:

.                            (14.9)

Коэффициент тормозной эффективности данного тормозного механизма:

 = 1,08,

т.е. тормозной момент несколько больше приводного.

Статическая характеристика такого тормозного механизма еще более нелинейна, чем предыдущего; на заднем ходу коэффициент тормозной эффективности снижается примерно 2 раза (нереверсивен);  = , следовательно, данный тормозной механизм уравновешен.

Тормозные механизмы с равными приводными силами и разнесенными опорами применяются в качестве передних на легковых автомобилях и грузовых автомобилях малой и средней грузоподъемности. В этом случае в качестве задних ис­пользуются тормозные механизмы с равными приводными сила­ми и односторонним расположением опор.

Такое сочетание тормозных меха­низмов на автомобиле позволяет получить большие тормозные силы на передних колесах, чем на задних, в соответствии с на­грузкой, приходящейся на колеса при торможении.

У тормозного механизма с равными перемещениями колодок колодки разжимаются кулаком, имеющим симметричный профиль, поэтому  = , что обеспечивает равенство износа фрикционных накладок.

Тормозной момент данного тормозного механизма рассчитывают по формуле:

.            (14.10)

Коэффициент тормозной эффективности будет равен:

 = 0,7.

Приводные силы в этом механизме не одинаковы –  < :

;                                              (14.11)

.                                             (14.12)

Данный тормозной механизм является самым неэффективным из всех барабанных, но самым стабильным (линейная статическая характеристика); он реверсивен и уравновешен.

Тормозные механизмы с равными перемещениями колодок требуют зна­чительных приводных сил для поворота разжимного кулака и поэтому применяются на грузовых автомобилях и автобусах с пневматическим тормозным приводом.

Сводный график статических характеристик рассмотренных тормозных механизмов приведен на рисунке.

 

Расчет тормозных механизмов

Целью проектного расчета тормозных механизмов являет­ся выбор основных их конструктивных параметров и приводной си­лы, необходимых для получения требуемого тормозного момента. Определение этих параметров осуществляется исходя их нормативов эффективности тормозных систем.

Расчет барабанных тормозных механизмов рабочей тормозной системы рекомендуется проводить в следующем порядке.

1. По заданной интенсивности торможения определяют суммарный тормозной момент на мостах автомобиля. Применительно к двухосному автомобилю:

,                                     (14.13)

где  – расчетное замедление автомобиля при торможении.

Максимальную тормозную силу можно получить, когда сцепная масса автомобиля используется полностью. При этом тормозные силы должны быть пропорциональны нормальным реакциям на колесах:

,                                          (14.14)

где  и  – расстояния от центра масс автомобиля до передней и задней оси соответственно;  – высота центра масс;  – продольный коэффициент сцепления.

2. Выбирают тип тормозного механизма; задаются его основными размерами (, a, c, e); требуемые значения  и  находят по вышеприведенным формулам с учетом того, что радиус барабана обуславливается необходимостью размещения его в колесе автомобиля. Как правило, в выполненных конструкциях, он принят на 20 ÷ 30 мм меньше внутреннего радиуса обода колеса; a = c = 0,8 , e = 0,85 .

3. Ширину фрикционных накладок b рассчитывают, исходя из допустимого давления между барабаном и колодкой, определяемого по формуле:

,                                                  (14.15)

где  – угол обхвата колодки.

Допустимое давление – [ ] = 2 МПа.

4. Производят расчет тормозного механизма на энергонапряженность. Срок службы накладок зависит не только от давления между ними и барабаном, но и от удельной работы трения, которую рассчитывают по формуле:

,                                                  (14.16)

где  – кинетическая энергия автомобиля;  – суммарная площадь всех фрикционных накладок.

Допустимая удельная работа трения – [ ] = 0,8 ÷ 2 кДж/см².

От удельной работы зависит износ и наг­рев элементов тормозного механизма: тормозного барабана (диска), тормозных н