ПІДВИЩЕННЯ ДИНАМІКИ ЕКСТРЕНИХ ГАЛЬМУВАНЬ ЛЕГКОВИХ АВТОМОБІЛІВ, НЕ ОБЛАДНАНИХ АБС, ВДОСКОНАЛЕННЯМ ГАЛЬМІВНОГО ПРИВОДА

Автори: І.О. Назаров, О.І. Назаров, В.І. Назаров

Назаров І.О. Підвищення динаміки екстрених гальмувань легкових автомобілів, не обладнаних АБС, вдосконаленням гальмівного привода [Електронний ресурс] / І.О. Назаров, О.І. Назаров, В.І. Назаров // Створення, експлуатація і ремонт автомобільного транспорту та будівельної техніки: Всеукраїнська науково-технічна Інтернет-конференція молодих учених та студентів: Праці / Полтавський національний технічний університет імені Юрія Кондратюка. – Режим доступу: konf.nadobko.com/15_2/3.html. – Дата публікації: 20 березня 2017. – Назва з екрана.

 

 

 

УДК 629.083

Назаров І.О., аспірант,

Назаров О.І., к.т.н., доц.,

Харківський національний автомобільно-дорожній університет,

Назаров В.І., провідний інженер-конструктор,

Запорізький автомобілебудівний завод

 

Підвищення динаміки екстрених гальмувань легкових автомобілів, не обладнаних АБС, вдосконаленням гальмівного привода

 

Анотація. У статті запропоновано спосіб підвищення динаміки екстрених гальмувань легкових автомобілів, не обладнаних електронними системами слідкування за процесом гальмування, в експлуатаційних умовах шляхом установки в їх гальмівні системи вдосконалених гідравлічних гальмівних приводів, які забезпечують бортовий розподіл гальмівних сил. Встановлено, що для здійснення бортового розподілу гальмівних сил необхідні регулятори гальмівних сил, здатні відслідковувати динамічну зміну нормальних навантажень на колесах різних бортів автомобіля. Такі пристрої, включені в конструкції гальмівного привода, повинні відстежувати бортову нерівномірність нормальних реакцій, що вимагає комбінованої або бортової схеми підключення контурів гальмівного привода.

Ключові слова: автомобіль, гальмівний привод, бортовий розподіл гальмівних сил.

 

 

УДК 629.083

Назаров И.А., аспирант,

Назаров А.И., к.т.н, доц.,

Харьковский национальный автомобильно-дорожный университет,

Назаров В.И., ведущий инженер-конструктор,

Запорожский автомобилестроительный завод

 

Повышение динамики экстренных торможений легковых автомобилей, не оборудованных АБС, совершенствованием тормозного привода

 

Аннотация. В статье предложен способ повышения динамики экстренных торможений легковых автомобилей, не оборудованных электронными системами слежения за процессом торможения, в эксплуатационных условиях путем установки в их тормозные системы усовершенствованных гидравлических тормозных приводов, которые обеспечивают бортовое распределение тормозных сил. Установлено, что для осуществления бортового распределения тормозных сил необходимы регуляторы тормозных сил, способные отслеживать динамическое изменение нормальных нагрузок на колесах различных бортов автомобиля. Такие устройства, включенные в конструкцию тормозного привода, должны отслеживать бортовую неравномерность нормальных реакций, что требует комбинированной или бортовой схемы подключения контуров тормозного привода.

Ключевые слова: автомобиль, тормозной привод, бортовое распределение тормозных сил.

 

 

UDC 629.083

Nazarov I.A., graduate student,

Nazarov A.I., Ph.D., Associate Professor,

Kharkov National Automobile and Highway University,

Nazarov V.I., Lead Design Engineer,

Zaporozhe Automobile Building Plant

 

More dynamic emergency braking cars, not equipped with ABS, improved brake actuator

 

Abstract. Due to the projected growth of the intensity and speed of road transport, as well as the capacity of roads to traffic safety increased requirements. Growth dynamics of the movement of vehicles, including passenger cars not equipped with electronic tracking systems for the braking process can be achieved through a number of measures, including providing the minimum allowable distance between individual vehicles moving in the same stream. This is possible if the maximum value realization slowdown in these operating conditions, braking cars through the use of electronic surveillance during braking (ABS) or improving existing designs brake actuators are not equipped with ABS.

Requirements applicable international and domestic standards or installed using the ABS systems that they overlap, the brake systems of modern cars. However, operated cars, brake systems are not equipped with ABS, economically viable and technically feasible is the use of advanced brake actuators.

The article suggests a way to improve the dynamics of emergency braking cars are not equipped with electronic tracking systems for the braking process, the operating conditions by setting their braking improved brake hydraulic actuators that provide brake force distribution board. It was established that for the onboard brake force distribution controls necessary brake force, able to track the dynamic change normal load on wheels of different sides of the vehicle. Such devices are included in the design of the brake actuator must monitor onboard uneven normal reactions requiring combination or circuit board connecting the brake circuits drive.

A distinctive feature of the method of airborne brake force distribution is that it provides simultaneous modulation of the drive pressure in the circuits of the rear brakes left and right wheel depending on changes in the normal load on the appropriate left or right front wheel. Moreover, in general inhibition in operating conditions is ensured not equal to the value of the drive pressure in the circuits of the left and right wheels of the rear axle of the vehicle.

Therefore, to achieve these requirements should increase the dynamic braking of cars, which requires a largest possible proportion of the braking force. It is possible for the realization of increased specific braking forces on the axles of the car, which depends primarily on the size of the normal load on the wheels and the design used brake actuator and its components. Particularly important role in this movement operating conditions.

For all loading conditions the car is to realize the most specific on-board braking force and as a result – to increase the realized deceleration and reduce stopping distances for different operating conditions of the emergency braking.

Stabilizing moment from axial side reactions will always be directed toward the opposite point, which arises from the difference realized airborne brake force that provides stability during braking/

In addition, a stabilizing moment that occurs in the plane of the road, and will improve the car's handling.

Keywords: car, drive brake, brake force distribution board.

 

 

Вступ. У зв'язку з прогнозованим зростанням інтенсивності та швидкості руху автомобільного транспорту, а також пропускної здатності автомобільних доріг, до забезпечення безпеки дорожнього руху пред'являються підвищені вимоги. Збільшення інтенсивності та швидкості руху транспортних засобів, зокрема, легкових автомобілів, не обладнаних електронними системами стеження за процесом гальмування, може бути досягнуто за рахунок ряду заходів, в тому числі забезпечення мінімально допустимої дистанції між окремими транспортними засобами, що рухаються в єдиному потоці. Це можливо за умови реалізації найбільшої величини уповільнення в даних експлуатаційних умовах гальмування легкових автомобілів за рахунок застосування електронних систем стеження за процесом гальмування (АБС) або вдосконаленням конструкцій існуючих гальмівних приводів, не обладнаних АБС.

Проблема вирішується згідно з планом науково-дослідних робіт кафедри технології машинобудування і ремонту машин ХНАДУ за напрямом «Покращення гальмівних властивостей експлуатованих легкових автомобілів, не обладнаних антиблокувальними системами», номер державної реєстрації 0115u002657.

Аналіз останніх джерел досліджень і публікацій. Як відомо [1 – 4], оціночними показниками гальмівної ефективності експлуатованих легкових автомобілів є величина усталеного максимального уповільнення і величина мінімального гальмівного шляху, що проходить автомобіль від початку гальмування з певною швидкістю до повної його зупинки.

Обидва оціночних показника взаємопов'язані.

Прийнято вважати, що усталене уповільнення не залежить від величини початкової швидкості гальмування, що створює певні переваги в його використанні, проте, гальмівний шлях характеризує безпеку руху [4]. У США нормується тільки один з них – мінімальний гальмівний шлях.

Встановлено різні норми для оцінки ефективності гальмівних систем легкових автомобілів, які регламентуються рядом як міжнародних, так і державних стандартів.

Однак у відповідності до стандартів [1 – 4] нормативні значення середнього сталого уповільнення та мінімального гальмівного шляху, що характеризують динаміку гальмування легкового автомобіля, при застосуванні робочої гальмівної системи визначаються трьома станами гальмівних механізмів, які відповідають трьом типам випробувань.

Так стандартами [1, 2, 4] при екстреному гальмуванні легкових автомобілів з частковим завантаженням на сухому асфальтобетоні з початкової швидкості 80 км/год встановлено наступні норми:

– при випробуванні «0» максимальний гальмівний шлях 43,2 м, мінімальна усталене уповільнення 7 м/с2;

– при випробуванні «1» максимальний гальмівний шлях 52,1 м, мінімальна усталене уповільнення 5,6 м/с2;

– при випробуванні «2» максимальний гальмівний шлях 57,5 м, мінімальна усталене уповільнення 5,0 м/с2.

У разі загальмовування одиночних легкових автомобілів робочою гідростатичною гальмівною системою відповідно до [2, 4] справедлива формула

,                                                           (1)

де  – початкова швидкість гальмування, км/год;

 – величина сталого уповільнення, м/с2.

У відповідності зі стандартами [1, 2, 4] встановлюється поріг 14,7 м при гальмуванні легковими автомобілями зі швидкістю 40 км/год. Величина усталеного уповільнення при цьому не менше 7 м/с2. Однак, відповідно до стандарту [2] величина граничного гальмівного шляху 15,8 м при сталому уповільненні не менше 5,2 м/с2.

Зарубіжне джерело (Німеччина) [5] встановлює величину гальмівного шляху автомобіля при початковій швидкості 80 км/год, яка визначається з виразу (1) при 5,8 м/с2, що становить 50,7 м.

Крім того, вимогами стандарту FMVSS-105a (США) встановлюється граничне значення гальмівного шляху для легкового автомобіля, яке загальмовується робочою гальмівною системою з початкової швидкості 80 км/год, збільшується до 45,2 м при уповільненні 6,6 м/с2 [6], тоді, як вимоги стандарту F18-1969 (Швеція) і Директиви 71/320 (ЄЕС) відповідають вимогам [1, 2, 4].

Граничні значення уповільнення та гальмівного шляху легкових автомобілів при початковій швидкості гальмування 80 км/год зведено до таблиці 1.

 

Таблиця 1 – Граничні значення уповільнення та гальмівного шляху легкових автомобілів

 

Вид гальмівної системи, що застосовується

Стандарт

Значення показників

Максимальний гальмівний шлях, , м

Мінімальне стале уповільнення, , м/с2

Робоча

ДСТУ UN/ECER-2002, ГОСТ Р 51709-2001

43,2

7,0

F18-1969 (Швеція)

43,2

7,0

FMVSS-105a (США)

45,2

6,6

Німеччина

50,7

5,8

 

Звідки видно, що початкові вимоги до динаміки гальмування легкових автомобілів, які пред'являються вітчизняним і шведським стандартами, більш жорсткі, ніж вимоги міжнародних стандартів. Можливо, це і є спосіб підвищення безпеки руху експлуатованих легкових автомобілів.

За вимогами Міжнародних стандартів якості всі автомобілі є небезпечними, якщо довжина гальмівного шляху на сухому асфальтобетоні перевищує 40 м при швидкості гальмування 100 км/год. Розрахункові значення уповільнення й граничного гальмівного шляху, визначені по залежності (1) для таких автомобілів, наведено в таблиці 2.

 

Таблиця 2 – Теоретичні значення вповільнення та граничного гальмівного шляху для легкових автомобілів, загальмовуваних при початковій швидкості руху 100 км/год

 

Вид гальмівної системи

Стандарт

Значення показників

Максимальний гальмівний шлях, , м

Мінімальне стале уповільнення, , м/с2

Робоча

ДСТУ UN/ECER-2002

64,95

7,0

F18-1969 (Швеція)

64,95

7,0

FMVSS-105a (США)

68,28

6,6

Німеччина

78,97

5,8

 

Із таблиці 2 випливає, що для забезпечення безпечного руху з урахуванням прогнозованого динамічного зростання швидкостей руху легкових автомобілів, граничний гальмовий шлях при екстрених гальмуваннях зі збільшенням початкової швидкості до 100 км/год, за вимогами вітчизняних стандартів, повинен бути, як мінімум в 1,52,0 рази меншим при тих же реалізованих уповільненнях.

Виділення невирішених раніше частин загальної проблеми. Отже, для досягнення таких вимог слід підвищити динаміку гальмування легкових автомобілів, що вимагає реалізації якомога більшої питомої гальмівної сили. Це можливо за реалізації збільшених питомих гальмівних сил на осях автомобіля, що залежить, в першу чергу, від величини нормального навантаження на колесах і коефіцієнта зчеплення. Особливо важливу роль відіграють при цьому експлуатаційні умови, в яких відбуваються екстрені гальмування легкових автомобілів, і конструкції використовуваного гальмівного привода та його елементів [7 – 12].

Постановка завдання. Метою роботи є поліпшення гальмівних властивостей легкових автомобілів в експлуатаційних умовах вдосконаленням конструкції їх гальмівних приводів.

Для досягнення зазначеної мети в теоретичній частині використовуються класичні методи теоретичної механіки та математичного моделювання, а в експериментальній частині теорія та методи оцінки результатів експериментальних досліджень.

Математична модель і алгоритм вирішення задачі. Аналіз гальмувань легкових автомобілів в експлуатаційних умовах показує, що на колесах різних бортів під час руху на дорогах з поперечним ухилом і/або з фіксованим радіусом кривизни, а також по горизонтальній дорозі з подовжнім ухилом при дії бічного вітру та ін., мають місце різні величини нормальних навантажень [1315].

Крім того, на зміну нормальних реакцій впливає положення центру мас автомобіля, гальмівні моменти на колесах і фази гальмування (період блокованих і не блокованих коліс) [14], які в значній мірі визначають показники динаміки гальмування автомобіля.

У разі гальмування автомобіля з неблокованими колесами сумарні динамічні нормальні реакції на осях можуть бути визначені, розглядаючи суму моментів відносно точок D і C (див. рисунок 1), як

,              (1)

,              (2)

де ,  – сумарні гальмівні моменти на колесах передньої та задньої осей відповідно;

,  – сумарні приведені моменти інерції коліс передньої та задньої осей автомобіля;

,  – кутові уповільнення передніх і задніх коліс;

 – сила інерції автомобіля;

,  – подовжня та поперечна складові аеродинамічної сили;

,  – моменти опору коченню коліс.

Рисунок 1 – Модель автомобіля, загальмовуваного на горизонтальній дорозі

 

Розглядаючи динаміку обертання коліс (див. рисунок 1) під дією гальмівного, інерційного моменту та моменту опору коченню, визначимо дотичні реакції в плямі контакту

,                                                     (3)

,                                                     (4)

де ,  – динамічні радіуси передніх і задніх коліс відповідно.

Підставляючи вираз (3) і (4) в рівняння (1) і (2), з урахуванням того, що складові сили аеродинамічного опору співвідносяться, як , після перетворень отримаємо

,                               (5)

.                              (6)

Позначивши

,                                             (7)

,                                             (8)

отримаємо ідеальний коефіцієнт розподілу гальмівних сил між осями, який реалізує одночасне доведення до межі блокування передні та задні колеса (в загальному випадку з різними динамічними радіусами коліс на передній і задній осях)

,                                         (9)

де  – коефіцієнт гальмування;

 – аеродинамічний фактор.

У разі  одержимо ідеальний коефіцієнт розподілу гальмівних сил між осями у вигляді

.                                       (10)

Нехтуючи аеродинамічним фактором, отримаємо

.                                                        (11)

,                                    (12)

,                                               (13)

Для еластичних у радіальному напрямку коліс автомобіля справедливі залежності

,                                                (14)

де  – вільні радіуси шин передніх (задніх) коліс;

 – радіальна жорсткість шин передніх (задніх) коліс.

Для легкових автомобілів відмінність вільних радіусів може визначатися точністю виготовлення шин або нерівномірністю їх зносу, а жорсткостей – неоднорідністю матеріалу і відмінністю внутрішнього тиску в шинах, що в свою чергу призводить до зміни  (див. залежність (9)).

Аналіз виразів (5) і (6) показує, що частка впливу кожної з осьових гальмівних сил на величини їх нормальних реакцій дорівнює відношенню відстані між центром мас автомобіля і віссю обертання коліс  до подовжньої колісної бази L.

З фізичної точки зору це говорить про те, що в разі не блокованих коліс обертання відповідних підресорених мас відбувається в межах ходу підвісок відносно їх осей підшипників, тобто зв'язок між диском колеса, супортом гальма і підвіскою не жорсткий.

У разі гальмування автомобіля з блокованими колесами сумарні динамічні нормальні реакції на осях можуть бути визначені (див. рисунок 1) як

,                                (15)

.                               (16)

Тоді ідеальний коефіцієнт розподілу гальмівних сил при заблокованих колесах визначається як

.                                            (17)

Нехтуючи аеродинамічним фактором автомобіля, отримані залежності (15), (16) і (17) набувають вигляду класичних [7] при

,                                                (18)

,                                                          (19)

.                                                            (20)

Аналіз виразів (18) і (19) показує, що частка впливу кожної з осьових гальмівних сил на їх нормальні реакції дорівнює відношенню відстані між центром мас автомобіля і плямою контакту шини з опорною поверхнею до подовжньої колісної бази.

З фізичної точки зору це говорить про те, що в разі блокованих коліс обертання відповідних підресорених мас відбувається в межах ходу підвісок відносно осей, що лежать в площині дороги і паралельних осям підшипників коліс (див. рисунок 1), що пояснюється жорстким зв'язком між колесом, супортом гальма і підвіскою.

Порівнюючи отримані вирази (12) і (13), (18) і (19), приходимо до висновку, що в разі гальмування з не блокованими колесами в усіх формулах має місце плече , тоді як при гальмуванні з блокованими колесами – h.

Отже, при гальмуванні автомобіля з не блокованими колесами плече прикладення осьових гальмівних сил менше, ніж при блокованих, що приводить до збільшення нормальної реакції на колесах задньої осі.

Аналіз отриманих виразів (10) і (17) та порівняння їх з класичним (20), що визначає ідеальний розподіл гальмівних сил між осями автомобіля, показує, що врахування впливу гальмівних моментів  і  і аеродинамічного фактора  на величини сумарних нормальних реакцій  і  приводить до меншої чутливості коефіцієнта  до зміни коефіцієнта гальмування z.

Таким чином, при використанні формули (17)

,                                                            (21)

а при застосуванні (10)

.                                                      (22)

Це означає, що ідеальний коефіцієнт розподілу гальмівних сил, який визначається при не блокованих колесах, зі зміною коефіцієнта гальмування змінюється в менших межах, ніж при блокованих.

Отже, в фазі гальмування автомобіля з не блокованими колесами реалізується на колесах задньої осі більший гальмівний момент, ніж в фазі гальмування з блокованими колесами, що приводить до покращення динаміки гальмування.

Таким чином, для підвищення динаміки гальмування легкового автомобіля в експлуатаційних умовах необхідно в конструкцію його гальмівного привода включити пристрій, який був би здатний відслідковувати зміну нормальних навантажень на колесах передньої і/або задньої осей. Крім того, такий пристрій повинен відстежувати і бортову нерівномірність нормальних реакцій, що вимагає комбінованої або бортової (частини комбінованої) схеми підключення контурів гальмівного привода.

У більшості випадків в гальмівних системах легкових автомобілів [7, 16] конструктивно застосовується або осьова, або діагональна схема поділу контурів гальмівного привода.

Однак ні осьова, а ні діагональна схема включення контурів гальмівного привода не здатна реалізувати в повній мірі зміну бортового навантаження автомобіля, так як вони за своєю сутністю забезпечують гальмування автомобіля при застосуванні контурів, що включають або передні, або задні гальмівні механізми – в разі осьової схеми, або один передній лівий/правий і один задній правий/лівий гальмівні механізми – в разі діагональної схеми [16].

Це не дозволяє одночасно підвести різний тиск до колісних циліндрів однойменних осей і відповідно забезпечити різні гальмівні сили на їх колесах в експлуатаційних умовах гальмування, коли нормальні реакції на лівому і правому колесах однойменних осей не рівні.

Вирішенням проблеми може послужити комбінована схема (див. рисунок 2) включення контурів гальмівного привода, за якої здійснюється гальмування контурами, що включають переднє ліве і праве колесо і одне із задніх коліс, наприклад, в легкових автомобілях Volvo [16].

Варіантом вирішення може бути бортова схема (див. рисунок 2, частина комбінованої схеми, виділена жирною суцільною лінією).

Рисунок 2 – Комбінована схема включення контурів гальмівного привода

 

Відповідно до вимог стандартів [1, 2, 4] максимальна бортова нерівномірність гальмівних сил не повинна перевищувати 30 % від загальної гальмівної сили автомобіля, так як передбачається, що це може призвести до втрати курсової стійкості.

Однак стабілізуючий момент від бічних осьових реакцій завжди буде спрямований в бік, протилежний дестабілізуючому моменту, який виникає через різницю реалізованих бортових гальмівних сил, що забезпечує курсову стійкість при гальмуванні (див. рисунок 3).

Крім того, стабілізуючий момент, який виникає в площині дороги, буде підвищувати і керованість автомобіля, так як він завжди спрямований у бік, протилежний дестабілізуючому (див. рисунок 3).

За даними теоретичних досліджень [13 – 15] для легкового автомобіля Lanos (з повною масою) величина бортової нерівномірності нормальних реакцій при екстрених гальмуваннях з початкової швидкості 80…150 км/год в експлуатаційних умовах може становити:

– на горизонтальній дорозі з поперечним ухилом (3,5 %): 12…21 %;

– на горизонтальній дорозі з радіусом кривизни R=350 м: 1926 %;

– на дорозі з подовжнім (10 %) і поперечним ухилом (3,5 %):

а) на схилі 17…24 %;

б) на підйомі 21…28 %.

а) на горизонтальній дорозі з поперечним ухилом γ; б) на дорозі з поперечним ухилом γ і фіксованим радіусом кривизни R

Рисунок 3 – Схема сил і моментів, які діють на автомобіль при екстрених гальмуваннях у різних експлуатаційних умовах

 

Отже, з одного боку, реалізація найбільшої питомої гальмівної сили на одному з бортів автомобіля (на 21…28 %) приведе до підвищення ефективності гальмування автомобіля, а з іншого, – до збереження його курсової стійкості і керованості.

Таким чином, для підвищення динаміки екстрених гальмувань за рахунок максимальної реалізації бортової нерівномірності нормальних навантажень пропонується використовувати комбіновану (бортову) схему розподілу контурів гальмівного привода спільно з гідравлічним пристроєм [17], що забезпечить автоматичне регулювання приводного тиску в контурах, які з'єднують гальмівні механізми переднього і заднього колеса кожного борту автомобіля.

Вдосконалення гальмівного привода. На рисунку 4 зображена схема вдосконаленого гідравлічного гальмівного привода з керуванням від передньої підвіски легкового автомобіля [17].

Вдосконалений гідравлічний гальмівний привод (див. рисунок 4) включає головний гальмівний циліндр 1 з встановленими на ньому двома динамічними регуляторами гальмівних сил 2, керованими за допомогою гідравлічних циліндрів управління 3, кінематично з'єднаних з рухомими елементами передніх підвісок, гальмівні механізми передньої 4 та задньої осі 5.

Підключення динамічних регуляторів гальмівних сил здійснюється за комбінованою (бортовою) схемою розподілу контурів (див. рисунок 2).

Рисунок 4 – Схема вдосконаленого гальмівного привода автомобіля [17]

 

Гідравлічні циліндри управління 3, кінематично зв'язані з елементами підвіски лівого і правого передніх коліс 4 та мають шарнірний зв'язок з кузовом автомобіля (див. рисунок 4).

Схема конструкції динамічного регулятора гальмівних сил представлена на рисунку 5.

Переміщення штока кожного циліндра управління 3 створює тиск робочої рідини, що передається в другу порожнину регулятора-компенсатора 2, який приводить в хід поршень управління 11 (див. рисунок 5), що в свою чергу викликає деформацію пружини 4, пропорційну навантаженню на відповідному колесі автомобіля.

1 – корпус; 2 – гайка-штуцер; 3 – диференційний поршень; 4 –пружина поршня; 5 – клапан спрацьовування; 6 –пружина клапана; 7, 8, 9, 10, 12, 13 – кільця ущільнювальні; 11 – поршень керування

Рисунок 5 – Схема динамічного регулятора гальмівних сил [17]

 

В принципі роботи запатентованого гальмівного привода [17] закладено спосіб [18] розподілу гальмівних сил між колесами відповідних бортів (бортовий розподіл) легкових автомобілів (див. рисунок 6).

Рисунок 6 – Схема бортового розподілу гальмівних сил [18]

 

Величина попередньої деформації x1 пружини 4 (див. рисунок 5) приймається такою, щоб тиск робочої рідини, що передається від циліндра управління в другу порожнину регулятора, відповідав тиску робочої рідини в магістралі передніх гальмівних механізмів, при якому забезпечується блокування передніх коліс автомобіля в спорядженому стані при гальмуванні з оптимальним коефіцієнтом зчеплення  (точка N перетину кривої ОА ідеального розподілу з прямою ОВ постійного розподілу гальмівних сил автомобіля, див. рисунок 6).

При досягненні тиском робочої рідини в третій порожнині регулятора (див. рисунок 4) величини, більшої за ту, яка визначається зусиллям робочої деформації пружини 4 і зусиллям, яке діє на торець диференціального поршня 3 з боку нагнітання, відбувається переміщення диференціального поршня 3 на величину x2, пропорційну нормальному навантаженню на передньому колесі автомобіля. Клапан спрацьовування 5 при цьому зміщується праворуч на величину x3, повністю перекриваючи отвір диференціального поршня 3 та утворюючи першу точку спрацьовування (точка М, на кривій ідеального розподілу гальмівних сил між осями автомобіля в i-му ваговому стані, див. рисунок 6).

Диференційний поршень 3 (див. рисунок 5) під дією наростаючого тиску робочої рідини, долаючи зусилля від пружин 4 і 6 та сил тертя в ущільнювальних кільцях 7 і 8, переміщується вліво разом з клапаном спрацьовування 5, забезпечуючи величину x4 та модулюючи тиск в контурах задніх гальмівних механізмів по компенсаційній характеристиці (відрізок МС для автомобіля з проміжним завантаженням, див. рисунок 6).

При досягненні максимального значення тиску в третій порожнині регулятора, що визначається зусиллям пружини 6, клапан спрацьовування 5 (див. рисунок 5) відкривається, забезпечуючи тим самим постійний розподіл гальмівних сил між осями автомобіля (відрізок НВ).

Відмінною особливістю способу бортового розподілу гальмівних сил є те, що він забезпечує одночасне модулювання приводного тиску в контурах задніх гальмівних механізмів лівого і правого коліс в залежності від зміни нормального навантаження на відповідному лівому або правому передньому колесі. При чому, в загальному випадку гальмування в експлуатаційних умовах забезпечується не рівна величина приводного тиску в контурах лівого і правого коліс задньої осі автомобіля.

Для всіх навантажувальних станів легкового автомобіля це дозволить реалізувати найбільші питомі бортові гальмівні сили і, як результат, – збільшити реалізоване уповільнення та зменшити гальмівний шлях за різних експлуатаційних умов виконання екстрених гальмувань, тобто підвищити динаміку екстрених гальмувань.

Оцінка результатів теоретичних досліджень. Для відносної оцінки мінімальної зміни динаміки екстрених гальмувань легкових автомобілів, виконуваних на горизонтальній ділянці шляху (при швидкості вітру, що дорівнює нулю), приймалися показники (уповільнення та гальмівний шлях), які визначались за класичними і одержаними залежностями. Відповідно значення параметрів гальмування отримано:

а) за класичними залежностями [7, 19]

,                                                         (25)

,                                                                 (26)

де  – коефіцієнт зчеплення;

 – коефіцієнт використання зчіпної ваги автомобіля;

,  – нормальні осьові реакції, які визначаються за (12) і (13);

 – початкова швидкість гальмування автомобіля;

б) за одержаними залежностями [13 15]

,                                       (27)

,                                         (28)

де ,  – нормальні осьові реакції, які визначаються за (15) і (16);

 – коефіцієнт обтічності кузова автомобіля ( кг/м3);

 – площа лобового опору, м2;

 – коефіцієнт частки вертикальної складової в силі лобового опору ();

 – маса автомобіля, кг;

 – момент інерції обертальних мас, кг∙м2;

 – радіус кочення колеса, м;

 – аеродинамічний фактор.

Зміну теоретичних значень уповільнення й гальмівного шляху, котрі визначались за класичними (25) і (26) і уточненими (27) і (28) залежностями, будемо оцінювати:

– коефіцієнтом відносного збільшення вповільнення

,                                                      (29)

– коефіцієнтом відносного зменшення гальмівного шляху

.                                                   (30)

Відносні розрахункові значення зміни уповільнення та гальмівного шляху для досліджуваних легкових автомобілів, обладнаних однотипними гальмівними механізмами, які загальмовувались на рівній горизонтальній дорозі з сухим асфальтобетонним покриттям при  км/год, зведено до таблиці 3, де у чисельнику вказано значення , а в знаменнику – .

 

Таблиця 3 – Відносні теоретичні значення зміни уповільнення та гальмівного шляху

 

Автомобіль

Маса, кг

Показники відносної зміни, %

Початкова швидкість гальмування, км/год

80

100

130

150

Lanos

1096

4,33/1,72

6,36/2,73

10,31/4,72

11,31/5,95

1595

2,67/12,18

5,63/12,80

7,67/13,90

20,64/15,05

Lada Priora

1088

4,51/2,22

6,88/3,23

10,55/5,21

11,91/6,21

1578

3,04/13,10

6,75/14,36

8,02/15,10

21,00/15,35

Chevrolet Aveo

1045

6,62/3,41

7,21/4,24

13,12/5,45

13,22/6,41

1455

5,54/14,30

7,53/15,31

8,15/15,46

21,50/15,83

Forza

1200

6,83/4,32

9,92/5,50

13,64/9,05

14,90/11,84

1575

5,68/8,85

9,00/10,80

11,00/11,03

29,04/19,23

 

При початкових швидкостях гальмування менших за 80 км/год для таких легкових автомобілів (з коефіцієнтом обтічності кузова ≤0,35 кг/м3) відносна різниця між розрахунковими значеннями параметрів гальмування, які визначаються за класичними і одержаними залежностями, становила менше 6 % (у таблиці 3 умовно не наводяться).

Як показує аналіз відносних теоретичних значень зміни уповільнення та граничного гальмівного шляху досліджуваних легкових автомобілів (див. таблицю 3), при початковій швидкості гальмування більшої за  км/год, значення одержаних параметрів гальмування зростають.

Так, при загальмовуванні легкових автомобілів Lanos зі спорядженою масою (див. таблицю 3) на рівній горизонтальній дорозі категорії 1-а з сухим асфальтобетонним покриттям при початковій швидкості гальмування 100 км/год величина граничного уповільнення, в порівнянні з класичним підходом, збільшується на 6,36 % (0,53 м/с2), гальмівний шлях при цьому зменшується на 2,73 % (2,33 м). Для такого автомобіля з повною масою величина граничного уповільнення зростає на 5,63 % (0,44 м/с2), гальмівний шлях при цьому знижується на 12,8 % (12,13 м).

При загальмовуванні легкових автомобілів Lanos зі спорядженою масою (див. таблицю 3) у таких умовах при початковій швидкості 130 км/год величина граничного уповільнення, в порівнянні з класичним підходом, збільшується на 10,31 % (1,03 м/с2), гальмівний шлях при цьому зменшується на 4,72 % (4,53 м). Для такого автомобіля з повною масою величина граничного уповільнення зростає на 7,67 % (0,64 м/с2), гальмівний шлях при цьому знижується на 13,9 % (13,1 м).

Під час виконання екстрених гальмувань легковими автомобілями Lanos зі спорядженою масою (див. таблицю 3) в таких же експлуатаційних умовах, але при початковій швидкості гальмування 150 км/год, величина граничного уповільнення, в порівнянні з класичним підходом, збільшується на 11,31 % (1,17 м/с2), а гальмівний шлях при цьому зменшується на 5,95 % (13,1 м). В разі повної маси величина відносного збільшення граничного уповільнення досягає максимального значення 20,64 % (2,28 м/с2), а величина відносного зменшення гальмівного шляху при цьому мінімального значення 15,05 % (14,65 м).

З аналізу відносних розрахункових параметрів гальмування (див. таблицю 3) легкових автомобілів, гальмівні системи яких обладнані вдосконаленим гальмівним приводом [17], слідує, що зі збільшенням початкової швидкості гальмування значення граничного гальмівного шляху знижуються при зростаючих уповільненнях, що пояснюється урахуванням фаз процесу гальмування [21] й впливом аеродинамічного фактору [13 – 15].

Оцінка результатів експериментальних досліджень. Дорожні випробування легкового автомобіля Lanos, обладнаного вдосконаленим гальмівним приводом [17], проводилися в безвітряну погоду у спорядженому стані та з повним завантаженням при початкових швидкостях гальмування від 40 км/год до 150 км/год.

Для реєстрації величини уповільнення і гальмівного шляху легкового автомобіля Lanos використовувалося обладнання конструкторсько-експлуатаційного відділу Запорізького автомобілебудівного заводу ЗАЗ: деселерометр із вбудованим принтером Maha VZM 300, анемометр чашковий МС–13 ГОСТ 6376-74.

Оскільки, при початкових швидкостях гальмування від 40 км/год до 80 км/год зафіксовані значення параметрів гальмування автомобілів Lanos мали найменші відмінності (6…8 %), такі результати дорожніх досліджень в таблиці 4 умовно не наводяться.

 

Таблиця 4 – Результати дорожніх досліджень автомобіля Lanos, обладнаного вдосконаленим гальмівним приводом

 

Маса автомобіля

Значення параметрів гальмування Lanos

із існуючим гальмівним приводом

із вдосконаленим гальмівним приводом

при початковій швидкості гальмування, км/год

40

60

80

100

80

100

130

150

споряджена

4,7

5,8

6,8

6,2

7,18

7,35

7,56

7,64

13,1

24,3

39,6

48,2

29,80

42,90

73,48

94,60

повна

7,03

7,22

7,44

7,62

30,58

45,90

76,27

101,80

Примітки. У верхній строчці вказано значення вповільнення, м/с2; у нижній – гальмівного шляху, м.

 

Аналіз результатів дорожніх досліджень автомобілів Lanos (див. таблицю 4), обладнаних вдосконаленим гідравлічним гальмівним приводом, показують, що з ростом початкової швидкості гальмування від 80 км/год до 150 км/год, має місце поліпшення динаміки гальмування для обох його вагових станів [15].

Таким чином, величина середнього усталеного уповільнення для легкових автомобілів Lanos, загальмовуваних на сухому асфальтобетоні при початковій швидкості 80…150 км/год, знаходиться в межах:

– в разі спорядженого стану 7,18…7,64 м/с2;

– з повним завантаженням 7,03…7,62 м/с2.

При цьому із зростанням початкової швидкості гальмування величина середнього гальмівного шляху автомобіля Lanos становить:

– в разі спорядженого стану 31,81…100,58 м;

– з повним завантаженням 37,58…101,80 м.

У результаті дорожніх випробувань автомобілів Lanos базової комплектації (без АБС) в спорядженому стані, загальмовуваних на дорозі з сухим асфальтобетонним покриттям при початковій швидкості 80 км/год, за даними заводських випробувань (див. таблицю 4) гальмівний шлях складає 39,6 м при усталеному уповільненні 6,8 м/с2, тоді як при 100 км/год гальмівний шлях збільшується до 48,2 м при зниженні усталеного уповільнення до 6,2 м/с2. Це пояснюється нездатністю гальмівного привода існуючої конструкції ефективно реалізувати збільшене нормальне навантаження на колесах задньої осі, оскільки коефіцієнт розподілу гальмівних сил вибирався за класичною методикою.

При цьому за даними дорожніх випробувань (див. таблицю 4) для такого ж автомобіля, обладнаного вдосконаленим гідравлічним гальмівним приводом, гальмівний шлях складає 42,9 м при збільшеному усталеному уповільненні 7,35 м/с2.

Отже, для автомобілів Lanos, обладнаних вдосконаленим гідравлічним гальмівним приводом, реалізується усталене уповільнення на 18,5 % більше, і відповідно, гальмівний шлях на 11 % менший, ніж для автомобілів Lanos базової комплектації, за рахунок більш ефективної реалізації питомих осьових гальмівних сил.

Експериментальні дані (див. таблицю 4), отримані в ході дорожніх випробувань Lanos, обладнаних вдосконаленим гальмівним приводом, узгоджуються з теоретичними значеннями уповільнення та гальмівного шляху, визначених за уточненими залежностями (27) і (28) та зведених до таблиці 5.

 

Таблиця 5 – Теоретичні значення параметрів екстрених гальмувань автомобіля Lanos, обладнаного вдосконаленим гальмівним приводом

 

Автомобіль

Маса, кг

Значення параметрів гальмування

при початковій швидкості гальмування, км/год

80

100

130

150

Lanos

споряджена

8,19

8,39

8,88

9,02

30,91

47,57

78,55

97,50

повна

8,06

8,38

8,49

9,13

31,14

48,11

80,10

95,50

Примітки. У верхній строчці вказано значення вповільнення, м/с2; у нижній – гальмівного шляху, м.

 

Порівняльний аналіз експериментальних параметрів гальмування Lanos, обладнаних вдосконаленим гальмівним приводом (див. таблицю 4), з відповідними їх теоретичними значеннями (див. таблицю 5) показує, що відносна похибка визначення розрахункових даних становить [20]:

– для автомобілів зі спорядженою масою при початковій швидкості гальмування:

а) 80 км/год: усталеного уповільнення – 12,3 %, гальмівного шляху – 3,6 %;

б) 100 км/год: усталеного уповільнення – 12,4 %, а для гальмівного шляху – 9,8 %;

в) 130 км/год: усталеного уповільнення – 14,9 %, а для гальмівного шляху – 6,5 %;

г) 150 км/год: усталеного уповільнення – 15,3 %, а для гальмівного шляху – 3,0 %.

– для автомобілів із повною масою при початковій швидкості гальмування:

а) 80 км/год: усталеного уповільнення – 12,8 %, а для гальмівного шляху – 1,8 %;

б) 100 км/год: усталеного уповільнення – 13,8 %, а для гальмівного шляху – 4,8 %;

в) 130 км/год: усталеного уповільнення – 12,4 %, а для гальмівного шляху – 4,6 %;

г) 150 км/год: усталеного уповільнення – 16,5 %, а для гальмівного шляху – 1,6 %.

Це говорить про те, що все таки, не дивлячись на реалізацію відносно більших параметрів екстрених гальмувань автомобілів Lanos, обладнаних вдосконаленим гальмівним приводом, виконуваних на горизонтальній дорозі з сухим асфальтобетонним покриттям, при зміні початкової швидкості гальмування від 80 до 150 км/год і нормальних навантажень на колесах, зміна коефіцієнта зчеплення в плямі контакту шини із опорною поверхнею дороги призводить до відповідної зміни:

– уповільнення:

а) при  км/год зростає в разі спорядженої маси в межах 12,3…15,3 % та при повній масі 12,8…16,5 %;

– гальмівного шляху:

а) при  км/год зростає в межах 3,6…9,8 % в разі спорядженої маси та у межах 1,8…4,8 % при повній масі;

б) при  км/год знижується в межах 3,0…9,8 % в разі спорядженої маси та 1,6…4,8 % при повній масі.

Задача оцінювання впливу коефіцієнта зчеплення вимагає додаткових досліджень.

Висновки. Вимоги чинних стандартів до реалізованого граничного гальмівного шляху легкових автомобілів слід посилити.

Для підвищення динаміки гальмування легкових автомобілів, гальмівні системи яких не обладнані АБС, слід використовувати більш дешеві та ефективні гідравлічні пристрої [17], що забезпечують бортовий розподіл гальмівних сил, здатні більш повно реалізовувати питому гальмівну силу на кожному колесі автомобіля у будь-яких експлуатаційних умовах за рахунок врахування фаз процесу гальмування автомобіля та аеродинамічного фактора. При цьому слід застосовувати комбіновану або бортову схему з'єднання контурів гальмівного привода.

Одержані експериментальні дані підтверджують потенційну можливість підвищення динаміки екстрених гальмувань легкових автомобілів Lanos, обладнаних розробленим гальмівним приводом [17], із зростанням початкової швидкості гальмування. Але є межі, за яких цей гальмівний привод може ефективно працювати. Наприклад, для автомобілів Lanos, обладнаних вдосконаленим гідравлічним гальмівним приводом [17], це  км/год.

 

Література

 

1. Єдині технічні приписи щодо офіційного затвердження дорожніх транспортних засобів категорій M, N, і O стосовно гальмування (Правила ЕЭК ООН N 13-09:2000, ІDT): ДСТУ UN/ECER 13-09-2002. [Чинний від 01.07.2005]. Офіц. вид. (Державний стандарт України).

2. Автотранспортные средства. Требования безопасности к техническому состоянию и методы проверки: ГОСТ Р 51709-2001. Офиц. изд. [Введен 2002-01-01]. М.: Изд. стандартов, 2001. 40 с. (Государственный стандарт Российской Федерации).

3. Автотранспортні засоби. Гальмівні властивості. Терміни та визначення: ДСТУ 2886-94. Офіц. вид. [Чинний від 1996-01-01]. К.: Держстандарт України, 1995. 24 с. (Державний стандарт України).

4. Колісні транспортні засоби. Вимоги щодо безпечності технічного стану та методи контролювання: ДСТУ 3649: 2010. Офіц. вид. [Чинний від 28.11.2010]. К.: Держспоживстандарт України, 2011. 26 с. (Національний стандарт України).

5. Hans-PeterKlug. Nutzfahrzeug-Bremsanlagen: Aufbau und Funtion; Pruf- und Wartungsarbeiten / Hans-PeterKlug. 3. uberarb. underw. Aufl. Wurzbung: Vogel, 1993. 570 s. (Die Deutsche Bibliothek-CIP-Einheitsaufnahme).

6. Стабильность эксплуатационных свойств колесных машин / Подригало М.А., Волков В.П., Карпенко В.А. и др. Харьков: ХНАДУ, 2003. 614 с.

7. Агейкин Я.С. Теория автомобиля: учеб. пособ. / Я.С. Агейкин, Н.С. Вольская. – М.: МГИУ, 2008. – 318 с.

8. Braking force dynamic coordinated control for hybrid electric vehicles / Shang M., Chu L., Guo J. et al. // In Proceedings of the 2nd IEEE International Conference on Advanced Computer Control (ICACC 10). Shenyang, China. 2010. vol. 4. Pp. 411 – 416.

9. Cao B. Research on control for regenerative braking of electric vehicle / B. Cao, Z. Bai, W. Zhang // In Proceedings of the IEEE International Conference on Vehicular Electronics and Safety. – Shaanxi, China. – 2005. – Pp. 92 – 97.

10. Yeo H. Regenerative braking algorithm for a hybrid electric vehicle with CVT ratio control / H. Yeo, S. Hwang, H. Kim // Journal of Automobile Engineering. – China, 2006. – vol. 220. – no. 11. – Pp. 1589 – 1600.

11. The research of regenerative braking control strategy for advanced braking force distribution / Zhang J., Ren D., Song B. et al. // In Proceedings of the 5th International Conference on Natural Computation (ICNC '09). – Tianjin, China. 2009. – vol. 6. – Pp. 458 – 462.

12. Integrative control strategy of regenerative and hydraulic braking for hybrid electric car / Chu L., Sun W., Yao L. et al. // In Proceedings of the 5th IEEE Vehicle Power and Propulsion Conference (VPPC '09). – Dearborn, Mich, USA, 2009. – Pp. 1091 – 1098.

13. Назаров И.А. Обеспечение безопасности движения двухосных транспортных средств при выполнении экстренных торможений в эксплуатационных условиях / Назаров И.А., Назаров В.И., Назаров А.И. // Альтернативные источники энергии в транспортно-технологическом комплексе: проблемы и перспективы рационального использования. Воронеж: ФГБОУ ВПО ВГЛА, 2015. Т.2. Вып. 2. С. 218 222. ISSN 2409-7829.

14. Назаров И.А. Снижение предельного тормозного пути двухосных автотранспортных средств в эксплуатационных условиях как способ повышения безопасности дорожного движения / Назаров И.А., Назаров В.И., Назаров А.И. // Альтернативные источники энергии в транспортно-технологическом комплексе: проблемы и перспективы рационального использования. Воронеж: ФГБОУ ВПО ВГЛА, 2015. Т.2. Вып. 2(3). С. 679 685. ISSN 2409-7829.

15. Назаров И.А. Повышение тормозных свойств легковых автомобилей, оборудованных гидравлическим тормозным приводом, обеспечивающим бортовое распределение тормозной силы / И.А. Назаров, В.И. Назаров, А.И. Назаров // Альтернативные источники энергии в транспортно-технологическом комплексе: проблемы и перспективы рационального использования. Воронеж: ФГБОУ ВПО ВГЛА, 2016. Т. 3. Вып.1(4). С. 342 347. ISSN 2409-7829.

16. Булавкин А.С. Особенности совместного использования дисковых и барабанных тормозных механизмов: дисс....к.т.н.: 05.05.03 / Булавкин Александр Сергеевич. Харьков, 1984. 214 с.

17. Пат. №76189 Україна, МПК 2006.01, В60Т 8/24. Пристрій для підвищення ефективності гальмування легкових автомобілів / [Подригало М.А., Назаров В.І., Назаров О.І., Назаров І.О.]; заявник і патентотримач Харків, національний автомобільно-дорожній університет №u201207284; заявл. 15.06.2012; опубл. 25.12. 2012, Бюл. №24.

18. Пат. №75406 Україна, МПК 2012.01, В60Т 11/00. Спосіб регулювання гальмівних сил між осями легкового автомобіля / [Подригало М.А., Назаров В.І., Назаров О.І., Назаров І.О.]; заявник і патентотримач Харків, національний автомобільно-дорожній університет №u201207282; заявл. 15.06.2012; опубл. 26.11. 2012, Бюл. №22.

19. Вопросы динамики торможения и теория рабочих процессов тормозных систем автомобилей / [Генбом Б.Б., Гудз Г.С., Демьянюк В.А. и др.]. Львов: Выща школа, 1974. 234 с.

20. Шлыков Г.П. Теория измерений. Уравнения, модели, оценивание точности: учеб. пособ. / Шлыков Г.П. Пенза: Изд-во Пензен. ун-та, 2008. 100 с.

21. Подригало М.А. Распределение тормозных сил между осями современного АТС, учитывающее фазы процесса его торможения / М.А. Подригало, В.И. Назаров // Автомобильная промышленность. Москва, 2012. №7. С. 17 21.

 

© І.О. Назаров, О.І. Назаров, В.І. Назаров

Надійшла до редакції 28.11.2016 р.

 

Архів коментарів

 


Інтернет-статистика