Расчет деталей рулевого управления на прочность и жесткость

  Расчет деталей рулевого управления на прочность и жесткость проводится по максимальному моменту сопротивления повороту М_∑ управляемых колес на месте (9.31…9,36) или максимальному усилию на рулевом колесе (для легковых автомобилей Р_рк = 400Н, для грузовых автомобилей Р_рк = 700Н; для автомобилей с рулевым усилителем Р_рк = 400Н). Поскольку при движении автомобиля возникают по неровной дороге и при торможении в условиях разного коэффициента сцепления управляемых колес возникают динамические нагрузки, рекомендуетсяих влияние учитывать с помощью коэффициента динамичности k_д =1,5…3,0, в зависимости от типа автомобиля и условий эксплуатации.

Расчет рулевого механизма

В рулевом механизме проводят расчет рулевого колеса, рулевого вала и рулевой передачи.

Для рулевого колеса рассчитываются спицы на изгиб в месте крепления к ступице по формуле:

 

σ_из = ,                                                                                                  (9.40)

 

где l _сп – длина спицы;

d _сп –диаметр спицы;

z _сп – количество спиц

Рулевой вал рассчитывают на прочность по напряжениям кручения τ_кр  и на жесткость по углу закручивания θ_рв. При трубчатом сечении вала напряжение кручения определится по формуле:

 

τ_кр =  = ,                                                                                                          (9.41)

 

где М_кр – крутящий момент;

W _кр – момент сопротивления кручению;

d _Н и d _В – наружный и внутренний диаметры трубчатого вала; при сплошном вале d _В =0.

Угол закручивания такого вала определится по формуле:

 

θ_рв = ,                                                                                                                    (9.41)

  

 

где L _рв – длина рулевого вала;

I _р – полярный момент инерции сечения вала; I _р = ;

G –  модуль упругости при кручении.

  Рулевой вал изготавливают из стале марок 20, 35, 45. Допускаемое напряжение кручения [τ_кр] = 100МПа. Допускается закручивание рулевого вала не более [θ_рв] = 5⁰…8⁰ на один метр длины.

  Методика и последовательность расчета рулевой передачи зависит от ее конструкции.

       

Рис.9.25. Схема для расчета ролика и червяка: 1 –ролик; 2 – глобоидный червяк

 

В червячно-роликовой передаче (рис.9.25) червяк и ролик на прочность рассчитываются по контактным напряжениям сжатия:

σ_сж = ,                                                                                                                            (9.42)

 

где Q – осевая сила, определяемая по формуле:

 

Q = ,                                                                                                                           (9.43)

    

F_к – площадь контакта одного гребня ролика (рис.9.25), определяемая по формуле:

 

F _К = 0,5[(φ _р - sin φ _р)  + (φ _ч - sin φ _ч) ];                                                                          (9.44)

 

n – число гребней ролика;

r ₀ -  начальный радиус червяка в наименьшем сечении;

β_ч – угол подъема винтовой линии червяка;

  φ_ч и φ_р – углы контакта соответственно червяка и ролика.

Червяк и ролик изготавливают из легированных сталей марок 35X, 40X, 15XH, 30XH, 12XH3A, 30XH3A. Допускаемое напряжение сжатия [ σ_сж ] = 2500…3500МПа.

В винто-реечной передаче пара винт-шариковая гайка рассчитываются на контактные напряжения сжатия по радиальной нагрузке на один шарик:

 

R _ш = ,                                                                                                                  (9.44)

 

где Q –  осевая сила в интовой паре, расчет которой аналогичен (9.43) при соответствующих среднем радиусе и угле наклона винтовой линии;

z _В – число рабочих витков винта;

n _ш – количество шариков, находящихся одновременно в зацеплении;

δ_кон – угол контакта шариков с канавками.

Контактные напряжения можно определить из выражения:

 

σ_сж = k _кр  ,                                                                                               (9.45)

 

где k _кр = 0,6…0,8 – коэффициент кривизны соприкасающихся поверхностей;

  Е – модуль упругости первого рода;

  d _ш и d _к – диаметры канавки винта и шарика.

Допускаемые контактные напряжения сжатия в этой паре зацепления [ σ_сж ] = 2500 … 3500МПа.

  В паре рейка – сектор зубья рассчитываются на изгиб и контактную прочность как прямозубые или косозубые шестерни по окружной силе:

 - при отсутствии рулевого усилителя окружное усилие на секторе-

 

P = ,                                                                                                                     (9.46)

 

где r _с – радиус начальной окружности сектора;

- при наличии рулевого усилителя, в котором цилиндр совмещен с рулевой передачей-

 

P =  + p _Ж  ,                                                                                                     (9.47)

где p _ж – давление жидкости в гидросистеме; p _ж = 6…8Мпа;

D _ц – диаметр гидроцилиндра усилителя.

Напряжение изгиба зуба для прямозубой пары может быть определено по формуле

 

σ_из = 0,36 ,                                                                                                                   (9.48)             

 

где b – ширина зуба;

m _н – нормальный модуль;

y – коэффициент формы зуба.

Напряжение изгиба для косозубой пары может быть определено по формуле

 

σ_из = 0,24 .                                                                                                                   (9.49)             

Контактные напряжения сжатия определяются по формуле:

 

σ_сж = 0,418 cosβ ,                                                                                               (9.50)        

 

где α – угол зацепления;

r_с – радиус начально окружности сектора.

       В качестве материала при изготовлении сектора используются стали марок 18ХГТ, 30Х, 40Х, 20ХН3А. Допускаемые напряжения изгиба [ σ_из ] = 300…400МПа; допускаемые контактные напряжения сжатия составляют [ σ_сж ] =23НRC или [ σ_сж ] = 1500МПа.

Расчет рулевого привода

В рулевом приводе производится расчет вала сошки,сошки, продольной и поперечной тяг, поворотный рычаг и рычаги поворотных цапф.

Вал рулевой сошки рассчитывается на напряжение кручения:

- при отсутствия усилителя руля-

 

τ_кр = ;                                                                                                                         (9.51)             

 

- при совмещении гидроцилиндра усилителя и рулевого механизма-

 

τ_кр = .                                                                                                     (9.52)             

 

Вал рулевой сошки изготавливают из легированной стали марок 30, 18ХГТ, 20ХН3А. Допускаемые напряжения на кручение [ τ_кр ] = 300…350Мпа.

Рулевая сошка рассчитывается на изгиб и кручение в опасном сечении А-А.

 

Рис. 9.26. Расчетная схема рулевой сошки: А-А, Б-Б-опасные сечения; 1 – палец продольной тяги, 2 - сошка  

 

  Максимальное усилие на шаровом пальце от действия продольной тяги при отсутствии гидроусилителя руля равно

P _сош =                                                                                                                 (9.53)

максимальное усилие на шаровом пальце от действия продольной тяги при совмещении гидроцилиндра усилителя и рулевого механизма, равно

P _сош =  +  .                                                                                            (9.54)             

  Напряжение изгиба и кручения в сечении А-А:

 - напряжение изгиба при отсутствии гидроусилителя руля-

 

σ_из =  = ;                                                                                                   (9.55)                                                                                                        

-  напряжение изгиба при совмещении гидроцилиндра усилителя  и рулевого механизма –

 

σ_из = =  + ;                                                                            (9.56)             

 

- напряжение кручения в сечении А-А при отсутствии гидроусилителя руля-

 

 τ_кр =  = ;                                                                                                 (9.57)                                                                                                                      

 

- напряжение изгиба в сечении А-А при наличии усилителя, совмещенного цилиндра и рулевого механизма –

 

τ_кр = =  + ;                                                                           (9.58)             

 

где l ₁ – расстояние между осями вала сошки и шарового пальца (рис.9.26);

l ₂, l ₃ – плечи действия силы при изгибе и кручении (рис.9.26).

Рулевые сошки изготавливаются из сталей марок 30, 18ХГТ. Допускаемые напряжения изгиба [ σ_из ] = 150…200МПа, допускаемые напряжения кручения [ τ_кр ] = 60…80МПа.

Шаровый палец 1 крепления продольной тяги к рулевой сошке 2 (рис.9.26) рассчитывается на изгиб и срез в опасном сечении Б-Б и на смятие поверхности контакта с сухарями.

Напряжение изгиба

 

σ_из = ;                                                                                                                            (9.59)             

 

напряжение среза

 

σ_ср = ;                                                                                                                              (9.60)             

 

напряжение смятия

 

σ_см = ,                                                                                                                             (9.61)             

 

где е – плечо изгиба пальца;

d _п, d _г – диаметры пальца и головки.

Шаровые пальцы продольной и поперечной тяг рассчитываются аналогично с учетом действующих на каждую из них нагрузок и размеров. 

    Шаровые пальцы изготавливают из стали марок 40Х, 20ХН№А. Допускаемы напряжения изгиба [ σ_из ] = 300...400МПа, среза [ σ_ср ]= 25…35МПа и смятия [ σ_см ]= 25…35МПа.  

Продольная рулевая тяга рассчитывается на сжатие и прдольный изгиб по усилию P _сош (9.53) и (9.54). Напряжение сжатия определяется выражением

 

σ_сж =  = ,                                                                                                        (9.62)             

где F_T -  площадь сечения рулевой тяги;

d_{T н}, d_{T в} – наружный и внутренний диаметры трубы продольной тяги.

Критическое напряжение при продольном изгибе можно определить по формуле:

 

σ_кр = ,                                                                                                                            (9.63)          

где Е – модуль упругости 1-го рода;

I = π (  - момент инерции сечения тяги;

l_T –  длина продольной тяги.

Размеры рулевой тяги должны быть выбраны так, чтобы запас устойчивости

δ_уст =  =                                                                                                                   (9.64)          

не был меньше допустимого значения [δ_уст] =1,5…2,5.

Продольные рулевые тяги изготавливают из стали марок 20 и 35.

Поперечная рулевая тяга рассчитывается на сжатие и продольный изгиб (9.62). (9.63) и (9.64) по силе нагрузки

 

P _пт =  ,                                                                                                                       (9.65)          

где l _пр, l _р – длины плеч поворотного рычага и рычага поворотного кулака (рис. 9.27).

Поворотный рычаг рассчитывается на изгиб и кручение по моментам: изгибающему

M_из = P _сош l _пр и крутящему М_кр = P _сош l _р.

Напряжения изгиба и кручения

 

σ_из = и τ_кр = .

Поворотный рычаг изготавливают из стали марок 30, 35, 40. Допускаемые значения изгиба и кручения состаляют [σ_из] =150МПа, [τ_кр] = 60…80МПа.

 

Рис. 9.27. Схема для расчета поперечной тяги и рулевых рычагов  

        

   Рычаги поворотных цапф (рис. 9.27) рассчитывают по силе   P _ПТ (9.65) на изгиб и кручение с определением напряжений:

 

σ_из = и τ_кр = .

  Рычаги поворотных цапф также изготавливают из стали марок 30, 35, 40. Допускаемые значения изгиба и кручения состаляют [σ_из] =150МПа, [τ_кр] = 60…80МПа.

 

Вопросы для самопроверки.

1. Назначение рулевого управления, его механизма и рулевого привода.

2. Какие требования предъявляются к рулевому управлению?

3. Какими параметрами оценивают рулевое управление автомобилей?

4. Что такое силовое и кинематическое передаточные числа рулевого управления?

5. Что такое прямой и обратный КПД рулевого управления?

6. Что такое предел обратимости привода?

7. Почему значение обратного КПД должно быть выше предела обратимости?

8. Почему зазор в кинематических звеньях рулевого управления при нейтральном положении управляемых колёс должен быть минимальным?

9. Какие нормативные требования заложены в расчёт сопротивления повороту управляемых колёс?

10. Почёму центр шарового пальца сошки должен перемещаться в плоскости, параллельной продольной плоскости автомобиля, и при нейтральном положении сошки должен совпадать с центром качания колеса на упругом элементе подвески?

11. Как связана конструкция рулевой трапеции с типом подвески управляемой оси?

12. Из каких материалов изготавливают основные детали рулевого привода?

13. Какие бывают конструкции рулевых механизмов?

14. Какую характеристику должен иметь рулевой механизм, чтобы обеспечивалась высокая точность вождения автомобилей на прямолинейных участках пути?

15. Чем вызывается необходимость установки усилителя в рулевом приводе?

16. Порядок расчёта рулевого управления.

17. Какие параметры выбираются для рулевых управлений по нормативным требованиям, а какие должны быть получены расчётом?

18. Какими конструктивными способами повышают безопасность элементов рулевого управления?

19. Какие нормативные требования предъявляются к рулевым управлениям повышенной безопасности?

Тормозное управление

10.1. Назначение и требования к тормозному управлению

Тормозное управление – это совокупность тормозных систем, предназначенных для снижения скорости движения, остановки и удержания автомобиля на месте. Тормозное управление относится к активным средствам безопасности автомобиля и направлено на предотвращение дорожно-транспортных происшествий.

Требования к тормозному управлению регламентированы национальными (ГОСТ 22895-85) и региональными (Правила 13 ЕЭК ООН) документами. Согласно этим регламентирующим документам автомобиль должен иметь следующие тормозные системы: рабочую, запасную, стояночную и вспомогательную.

Рабочая тормозная система предназначена для снижения скорости автомобиля вплоть до его полной остановки. Эта система действует на все колеса и обеспечивает служебное и экстренное торможение.

Запасная тормозная система предназначена для остановки автомобиля при выходе из стороя одного из контуров привода рабочей тормозной системы. Для этого могут быть использованы один из контуров рабочей тормозной ситемы или стояночная тормозная система.

Стояночная тормозная система обеспечивает удержание атомобиля на месте в неподвижном состоянии. Она действует только на задние колеса, заднюю тележку трехосного автомобиля или на вал трансмиссии.

Вспомогательная тормозная система служит для служебного торможения автомобиля, для ограничения скорости движения автомобиля на затяжных спусках. Эта система выполняется независимо от других тормозных систем, имеет свой тормозной механизм и привод.

Рабочей, запасной и стояночной тормозными системами оборудуются все автомобили, а вспомогательная тормозная система предусматривается на автомобилях большой грузоподъемности полной массы свыше 12т и автобусах полной массой более 5т.

Кроме самых общих требований к конструкции автомобиля (см. раздел 1) к тормозному управлению предъявляются и специальные требования, согласно которых неоюбходимо обеспечить:

• минимальный тормозной или максимальное замедление при торможении

• сохранение усттойчивости в процессе экстренного торможения

• стабилнлсть тормозных характеристик при неоднократных торможениях;

• минимальное время срабатывания;

• пропорциональность между силой на тормозной педали и тормозными силами на колесах автомобиля;

• легкость управления, т.е. небольшие силы на органе управления.

   В соответствии с Правилами 13 ЕЭК ООН, все автотранспортные средства разделены на категории и подкатегории (табл. 10.1). Требования к рабочей и запасной тормозным системам дифференцированы по подкатегориям, т.к. не представляется возможным для всех из них обеспечить одинаковый уровень показателей тормозной эффективности.

Таблица 10.1. Категории иподкатегории автотранспортных средств

Категории автомобилей	Подкатегории автомобилей	Полная масса, т; наименование транспортного средства
М пассажирские	М1	Масса базовой модели; с числом мест не более 8
	М2	До 5т; с числом мест более 8
	М3	Свыше 5т; с числом мест более 8
N грузовые	N1	До 3,5т
	N2	Свыше 3,5т до 12т
	N3	Свыше 12т
О Прицепы и полуприцепы	О1	До 0,75т
	О2	До 3,5т
	О3	До 10т
	О4	Свыше 10т

  Рабочая тормозная система должна плавнодействовать на все колеса автомобиля, рационально распределять тормозной момент межде мостами и обеспечивать высокую эффективность торможения для трех типов испытаний, отличающихся температурным состоянием тормозных механизмов:

Тип 0 – холодные тормозные механизмы; температура тормозов не более 100⁰с;

Тип 1 – нагретые по специальному циклу тормозные механизмы (табл.10.2); температура тормозов не более 100⁰с;

Тип 2 – нагретые тормозные механизмы за счет торможения автомобиля на спуске

 

 

Таблица 10.2. Режимы предварительного этапа при испытаниях Тип 2

Подкатегория автомобилей	Начальная скорость, V0, км/ч	Конечная скорость, Vк, км/ч	Установившееся замедление, jуст, м/с^2	Длительность цикла, τц, с	Число торможений
М1	0,8 Vmax, но не более 120	0,5 V0	3,0	45	15
М2	0,8 Vmax, но не более 100			55	15
М3	0,8 Vmax, но не более 60			60	20
N1	0,8 Vmax, но не более 120			55	15
N2	0,8 Vmax, но не более 60			60	20
N3

 

  Нормы эффективности рабочей тормозной системы пассажирских и грузовых автомобилей приведены в табл.10.3

Таблица 10.3. Нормы эффективности рабочей тормозной системы автомобилей

Подкатегории автомобиля	Начальная скорость торможения, км/ч	Усилие на педали, Н, (не более)	Вид испытаний	Тормозной путь, м, (не более)	Установившееся замедление, м/с^2, (не менее)
М1	80	500	Тип 0 Тип 1 Тип 2	43,2 54,0 57,5	7,0 5,4 5,0
М2	60	700	Тип 0 Тип 1 Тип 2	28,5 32.3 34,3	7,0 5,3 4,9
М3	60	700	Тип 0 Тип 1 Тип 2	32,1 40,1 42,7	6,0 4,5 4,1
N1	70	700	Тип 0 Тип 1 Тип 2	44,8 56,0 59,6	5,5 4,1 3,8
N2	50	700	Тип 0 Тип 1 Тип 2	25,0 31,3 33,3	5,5 4,0 3,7
N3	40	700	Тип 0 Тип 1 Тип 2	17,2 21,5 22.9	5,5 4,0 3,6

Запасная тормозная система должна обеспечивать остановку автомобиля в случае выхода из строя части привода рабочей тормозной ситстемы при условии, что в ней не более двух отказов. Запсная система может быть как автономная, так и контур рабочей системы или стояночная. Орган управления может быть независим или общим с рабочей или стояночной тормозными системами.Нормы эффективности запасной тормозной системы пассажирских и грузовых автомобилей приведены в табл.10.4.

Таблица 10.4. Нормы эффективности запасной тормозной системы

Подкатегории автомобиля	Начальная скорость торможения, км/ч	Усилие наоргане управления, Н, (не более)		Тормозной путь, м, (не более)	Установившееся замедление, м/с^2, (не менее)
		Ручной	Ножной
М1	80	400	500	90,1	3,0
М2	60	600	700	52,2	3,0
М3	60	600	700	55,2	3,0
N1	70	600	700	79,0	2,8
N2	50	600	700	42,5	2,8
N3	40	600	700	28,4	2,8

Стояночная тормозная система обеспечивает неподвижность автомобиля на уклоне даже при отсутствии водителя. Ее управление должно быть с рабочего места водителя, а орган управления и привод – независимыми от рабочей тормозной системы. Эффективность стояночной тормозной системы выбирается такой, чтобы суммарная тормозная сила была не менее 24% от полного веса автомобиля. Испытание проводится на уклоне не менее 25% при направлении автомобиля вверх и вниз по уклону с отсоединенным двигателем от трансмиссии. Предписанную эффективность следует получить при усилиях на органе управления, соответствующих нормам запасной тормозной системы (табл. 10.4).

  Вспомогатлельной тормозной  системой оборудуются автомобили грузоподъемностью более 5т, автобусы с дизелями, автобусы, работающие в горных условиях, и автобусы длиной более 8,5м. Эффективность вспомогательной тормозной системы должна обеспечивать без применения иных тормозных систем спуск автомобиля со скоростью 30±2км/ч по уклону 7% протяженностью 6км.

Каждая из тормозных систем имеет тормозные механизмы, тормозной привод и орган управления. Тормозные механизмы осуществляют процесс торможения за счет превращения кинетической энергии движущегося автомобиля в тепловую. Тормозной привод и органы управления управляют действием тормозных механизмов.

Тормозные механизмы

Типы тормозных механизмов. Требования, предъявляемые к ним

Тормозные механизмы осуществляют торможение автомобиля, создавая принудительное замедление путем создания сопротивления движению. Автомобили могут быть оборудованы тормозными механизмами разных типов (рис. 10.1).

 

Тормозные механизмы

 

Рис. 10.1. Типы тормозных механизмов

   Фрикционные тормоза создают искусственное сопротивление движению автомобиля за счет сил трения, возникающих между вращающимися деталями – ротором и неподвижными деталями – статором. В качестве ротора могут применяться барабаны и диски, соответственно тормозные механизмы барабанного и дискового типа. В качестве статора могут быть неподвижно закрепленные колодки на тормозном щите (колодочные тормоза) или лента, закрепленная на тормозном щите (ленточные тормоза). В дисковых тормозах в качестве статора выступает вращающийся диск, в качестве ротора тормозные колодки, закрепленные на суппорте. 

Барабанные колодочные тормозные механизмы широко применяются грузовых автомобилях. На легковых автомобилях их применение в настоящее время сокращается. Имеет место компоновочное решение, при котором передние тормоза дисковые, а задние тормоза барабанные. Барабанные тормоза по сравнению с дисковыми эффективнее, они лучше защищены от воздействия внешних агрессивных сред. Однако они имеют большую массу и нестабильные выходные характеристики.

Барабанные ленточные тормозные механизмы в качестве колесых тормозов не применяются. В редких случаях они используются в качестве трансмиссионного тормозного механизма.

Дисковые тормозные механизмы широко используются на легковых автомобилях, в том числе в комбинации с барабанными. Последние годы дисковые тормоза все шире применяются и на грузовых автомобилях. Дисковые тормоза по сравнению с барабанными имеют меньшую массу, более компактны, имеют стабильнее выходные характеристики, лучше лхлаждаются и очищаются от влаги. Они хорошо работают совместно с антиблокировочными системами торможения. Однако дисковые тормоза менее эффективны и поэтому требуют повышенных приводных сил, что увеличивает удельные давления на тормозные накладки и ускоряет их износ.

Электрические и гидравлические тормозные механизмы применяются в качестве тормозов-замедлителей, устанавливаемых в трансмиссии. Они обеспечивают служебное торможение автомобиля, без задействования тормозных механизмов рабочей системы.

Компрессорные тормоза-замедлители представляет собой моторный тормоз, использующие противодавление отработавших газов в выхлопной трубе. Для этого в приемной трубе глушителя устанавливается заслонка на оси с приводным рычагом. Для создания противодавления и компрессорного эффекта приемная труба глушителя перекрывается заслонкой при включенной передаче в коробке. Одновременно прекращается подача топлива в цилиндры двигателя и он работает как компрессор. Создаваемый на коленчатом валу тормозной момент увеличивается за счет передаточного отношения трансмиссии. В результате момент торможения двигателем увеличивается в копрессорном режиме вдвое. Однако применение компрессорного тормоза-замедлителя требует специального устройства, предотвращающего выброс масла из воздушного фильтра из-за попадания сжатого воздуха в воздушный фильтр.

При торможении автомобиля требуется поглощение большого количества энергии и быстрого его рассеяния. Тормозные механизмы работают в условиях высоких и переменных нагрузок и скоростей движения, подверженности воздействию дорожных и атмосферных факторов. Поэтому к тормозным механизмам предъявляется ряд специфических требований, которые должны быть выполнены соответствующими конструктивными решениями. Тормозные механизмы должны обеспечивать:

• высокую эффективность при относительно небольших габаритах;

• достаточную энергоемкость для поглощения выделяемого при торможении тепла;

• хорошую теплоотдачу для быстрого рассеяния тепла;

• стабильность тормозного момента при изменениях внешних и внутренних факторов;

• высокую конструктивную надежность и долговечность трущихся пар;

• плавность действия, отсутствие вибрации и шума.

  При оценке конструкции тормозного механизма обычно используются следующие оценочные параметры: эффективность, стабильность, уравновешенность, реверсивность.

Эффективность тормозного механизма оценивается с помощью коэффициента K _э, представляющего собой отношение тормозного момента М _T к моменту М_пр приводных сил Р_{п р}, приложенных на радиусе барабана r _пр или среднем радиусе диска r _ср:

K_э = ,                                                                                                                         (10.1)

 где    r _пр – радиус действия приводной силы;   r _пр = r _пр для барабанных тормозов и r _пр = r _ср – для дисковых тормозов.

Эффективность тормозных механизмов оценивается как при движении автомобиля в процессе торможения вперед, так и назад.

В барабанных тормозных механизмах коэффициент эффективности определяется для каждой из колодок. При одностороннем расположении гидравлического разжимного устройства (рис. 10.2, 10.3. 10.4) вращение барабана и поворот колодки вокруг оси могут совпадать – такие колодки называют самозаклинивающими или активными, а могут и быть противоположного направления - такие колодки называют самоотжимными или пассивными.

  Коэффициент эффективности колодок определяется отношением тормозного момента, создаваемого данной колодкой к моенту приводной силы на ней:

K _Э1 =  и K _Э2 = .                                                                                                     (10.2)

  Стабильность тормозного механизма оценивается зависимостью коэффициента эффективности K _э от изменения коэффициента трения μ трущейся пары в виде графика функции K _э = f (μ) (рис. 10. 10).Лучшую стабильность обеспечивают дисковые тормозные механизмы и тормозные механизмы с разжимным кулаком, имеющиес линейную характеристику K _э = f (μ).

   От стабильности зависит обеспечение равных тормозных сил не только одного моста, но и их бортовая равномерность, что определяет безопасность автомобиля при торможении.

   Уравновешенность тормозного механизма определяется по величине создаваемой силами трения при торможении дополнительной нагрузки на подшипники колес и другие детали автомобиля. Считается неуравновешенным тормозной механизм, у которого в процессе торможения происходит дополнительное нагружение подшипников колес автомобиля. В дисковых тормозных механизмах вопрос уравновешенности решается за счет соответствующей установки суппорта.

Реверсивность характеризует изменение эффективности тормозного механизма при торможении автомобиля в процессе движения вперед и при движении назад.