Анализ и оценка конструкции автомобилей. Цели и задачи расчетных исследований расчетных процессов трансмиссии

Цель раздела 1. дать знания и навыки анализа и оценки конструкции автомобилей на базе предъявляемых к ним требований; 2. изучить рабочие процессы на инженерном уровне; 3. дать навыки расчета нагрузок деталей шасси. Рабочие процессы агрегатов и систем автомобиля рассматриваются по единому принципу. 1. выделяются входные, выходные и структурные параметры механизмов; 2. рассматриваются расчетные схемы для основных рабочих режимов; 3. описываются математические зависимости для выходных параметров механизмов; 4. проводится анализ этих зависимостей. Математическая модель. Автомобиль относится к системам открытого типа, функционирование которых зависит от окружающей среды и может быть представлена в виде преобразования входных параметров и параметров окружающей среды в выходные. Это преобразование зависит от структурных параметров. – называется рабочим процессом или формулой. К математическим моделям рабочих процессов предъявляются следующие требования: 1. модель должна адекватно отражать реальные процессы; 2. модель должна быть достаточно простой и доступной для использования широкому кругу специалистов; 3. модель должна быть универсальной, т.е. должна позволять решать широкий круг задач. Модель должна быть насколько надо и настолько грубой насколько можно. Трансмиссия. Параметры трансмиссии. Структурные параметры трансмиссии. , , – диаметры валов и шестерен; , – масса и момент инерции трансмиссии; , – угловая и изгибная жесткость валов; - момент трения сцепления; - момент трения синхронизатора; – осевая сила карданной передачи Входные параметры. , - крутящий момент и частота вращения; к – номер включаемой ступени; - темп включения сцепления; – сила на рычаге коробки передач; - сила на педали сцепления. Выходные параметры. - сила тяги; - частота вращения валов; - крутящий и изгибающий моменты на валах; - реакции на опорах. Параметры внешней среды. , g – дорожные неровности; - жесткость шин; - жесткость подвески; - масса автомобиля; – радиус колеса. Цели и задачи расчетных исследований расчетных процессов трансмиссии. В процессе эксплуатации трансмиссия и ее механизмы нагружаются крутящими и изгибающими моментами, осевыми и поперечными силами, которые могут быть как статическими, так и динамическими. Эти нагрузки вызываются: 1. работой двигателя. Гармонические колебания крутящего момента; 2. колебания двигателя на опорах; 3. самой трансмиссией. Динамические увеличение крутящего момента при резком включении сцепления; неравномерность вращения карданных валов; 4. тормозной системой. Закрутка валов при торможении с не выключенным сцеплением; 5. дорогой. При переезде дорожных неровностей, коэффициент сопротивления качению. Цели расчетных рабочих процессов трансмиссии. Определение колебательных параметров или характеристик трансмиссии. 1.1. расчет собственных частот колебаний трансмиссии 1.2. определение максимальных амплитуд колебаний поперечных сил и углов закрутки 1.3. определение опасных сечений 1.4. оценка влияния различных конструктивных и эксплуатационных факторов на трансмиссии 2. расчет крутильных колебаний трансмиссии и выбор параметров гасителей крутильных колебаний 3. определение максимальных нагрузок в трансмиссии при трогании автомобиля с места, буксовании, переезде неровностей, торможении с не выключенным сцеплением 4. оценка показателей загруженности отдельных механизмов трансмиссии Составление расчетной схемы трансмиссии. Для описания рабочих процессов необходимо составить рабочую схему конкретно интересующих нас условий. Разработка расчетной схемы состоит из следующих этапов: 1. дискретизация трансмиссии; 2. определение параметров трансмиссии; 3. приведение параметров схемы к одному валу; 4. упрощение схемы; Дискретизация Все детали трансмиссии являются распределенными, т.е. их масса и упругость равномерно распределены по всему объему, но спектр собственных частот любой системы является дискретным. Все частоты кратны низшей частоте. Обычно при расчетных исследованиях интересуют несколько низших собственных частот, т.е. поведение системы в диапазоне низших частот, а так как колебания с частотами разных порядков не влияют друг на друга, то высшие частоты можно не рассматривать и не учитывать, поэтому любую систему можно дискретизировать, т.е. выделить в ней сосредоточенные массы и соединить их безмассовыми упругими элементами Рекомендации по дискретизации 1. к сосредоточенным массам относят все массы, размер которых вдоль оси вращения не превышает двойного диаметра детали; 2. малые распределенные массы сосредотачивают в центре, находят собственную парциальную частоту и сравнивают ее с верхней границей интересующего диапазона частот; если условие выполняется, то в качестве расчетной принимается одномассовая схема. Если условие не выполняется переходят к двухмассовой схеме 3. значительные массы разбивают на несколько одинаковых масс, равномерно распределенных по всей длине детали, количество масс определяется методом парциальных частот. Определение параметров. После дискретизации трансмиссии необходимо определить численные значения параметров схемы. Например, при крутильных колебания это моменты инерции сосредоточенных масс и жесткости или податливости безмассовых упругих элементов. Детали сложной конфигурации разбиваются на простые части. Определяются моменты инерции и податливости этих частей, а затем для определения момента инерции всей детали складываются в моменты инерции отдельных частей. Для определения податливости, при последовательном соединении детали, суммируются податливости, при параллельном, суммируются жесткости. Сложные ступенчатые валы приводятся к эквивалентным однородным. Приведение параметров схемы к одному валу. Механизмы с несколькими валами дают сложные разветвленные расчетные схемы. Массы на валах вращаются с различными угловыми скоростями. В результате формулы становятся громоздкими и неудобными для практического применения, поэтому все массы целесообразно приводить к одному чаще всего ведущему валу. При замене схем необходимо определить приведенные момент инерции, податливость и жесткость. Для их определения используется равенство кинетических и потенциальных энергий приводимой и приведенной схем. Приведение системы к одному валу при распределении мощности на несколько параллельных потоков. Для планетарных механизмов Коробка передач и ведущий мост. Коробка передачи ведущий мост закреплены на несущей системе не жестко, а через подвеску и в результате этого могут поворачиваться и тем самым оказывать влияние на трансмиссию. Это влияние учитывается через реактивную связь. Расчетная схема трансмиссии автомобиля – крутящий момент двигателя; - момент трения сцепления; – момент сцепления колес с дорогой; – общего дорожного сопротивления; – момент инерции маховика; - момент инерции ведомого диска сцепления; - момент инерции деталей коробки передач связанных с передачей крутящего момента; – момент инерции деталей коробки передач несвязанных с передачей крутящего момента; - момент инерции трансмиссионного тормоза и передняя часть карданной передачи; - задняя часть карданной передачи и главная передача; – момент инерции колес в сборе; - поступательно движущиеся массы автомобиля; - реактивный момент корпуса коробки передач; – реактивный момент балки ведущего моста. Упрощение для этой схемы. 1. не рассматриваются процессы двигателе; 2. не учитывается гаситель крутильных колебаний 3. упрощена коробка передач Упрощение расчетной схемы. Предпосылки для упрощения расчетной схемы: 1. за счет дифференциала расчетная схема трансмиссии является разветвленной или пространственной. При прямолинейном движении автомобиля дифференциал практически не работает. В параллельных ветвях расчетной схемы происходят одинаковые процессы. Поэтому можно рассматривать только одну ветвь и пере 2. при достаточно жестком креплении силового блока реактивную связь коробки передач можно не учитывать 3. момент инерции джи 4 имеет маленькое значение и им можно пренебречь 4. в большинстве случаях в движении можно не учитывать сцепление шин с дорогой, хотя и имеется возможность пробуксовки ведущих колес, но из-за больших моментов инерции колес и значительной угловой податливости шин пробуксовки колес практически не наблюдается, а закручиваются валы в трансмиссии Дальнейшее упрощение расчетной схемы зависит от того какой частотный диапазон крутильных колебаний трансмиссии нас интересует и производится методом парциальных частот Рабочие процессы трансмиссии Характерными режимами работы трансмиссии являются: 1. строгание автомобиля с места; 2. крутильные колебания трансмиссии; 3. торможение с не выключенным сцеплением; 4. переезд ведущими колесами дорожных неровностей. Крутильные колебания трансмиссии. При крутильных колебаниях трансмиссии наибольшее значение имеет три первые собственные частоты колебаний. Поэтому для получения достаточной точности и в то же время для простоты расчетов расчетная схема должна состоять из 4-5 масс. При расчете первой собственной частоты колебаний необходимо учитывать реактивное влияние ведущего моста. При расчете второй и третей частот это влияние можно не учитывать Расчетная схема для первой частоты колебаний Расчетная для второй и третей Допущения при составлении расчетных схем. 1. не учитываются фрикционные связи, т.е. считается что ведущие колеса и сцепление не буксует; 2. реактивная связь коробки передач не влияет на крутильные колебания; Ж1 – двигатель; Ж2 – сцепление, коробка передач, трансмиссионный тормоз; Ж3 – карданная и главная передача; Ж4 – колеса с шинами в сборе; Ж5 – момент инерции поступательно движущейся массы автомобиля. Торможение с не выключенным сцеплением. При торможении автомобиля с не выключенным сцеплением трансмиссия испытывает максимальные динамические нагрузки. Для определения этих нагрузок используется расчетная схема: Ж1 – масса трансмиссии СП – жесткость подвески Сш – жесткость шин Допущения, введенные для составления этой схемы: 1. малые массы а, следовательно малые моменты инерции не учитываются; 2. при блокировке колес полуоси можно считать заделанными; 3. сцепление не буксует. Переезд ведущими колесами дорожных неровностей. Расчетная схема М, м2 – подрессоренная масса автомобиля либо подрессоренная масса автомобиля приходящаяся на ведущие колеса Мн2 – неподрессоренные массы приходящиеся на ведущие колеса Ж1 – момент инерции деталей трансмиссии до середины карданной передачи Ж2 – от середины карданной передачи. Сцепление. Момент трение и нажимное усилие пружин. Основной выходной параметр сцепления это момент трения: Коэффициент запаса сцепления должен находиться в определенных пределах т.к. при уменьшении коэффициента запаса будет уменьшаться момент трения и сцепление будет пробуксовывать, а при увеличении коэффициента запаса увеличивается нажимное усилие пружин и соответственно усилие на педали необходимое для управления сцеплением. С одной стороны необходимое значение момента трения обусловлено крутящим моментом двигателя, с другой стороны необходимое значение момента трения обеспечивается суммарным нажимным усилием пружин: – коэффициент трения Rср – средний радиус поверхности трения Нажимное усилие одной пружины. - жесткость пружины; - статическая деформация. Жесткость пружины – модуль сдвига для стали 80000 МПа; – малая диаметр проволоки пружины; – средний диаметр пружины; – число рабочих витков. Статическая характеристика пружин. Цилиндрической пружины. Усилие при выключении – ход нажимного диска Диафрагменной пружины Из статической характеристики диафрагменной пружины следуют следующие преимущества: 1. при выключении сцепления нажимное усилие снижается, что облегчает процесс управления сцепления; 2. при износе фрикционных накладок нажимное усилие не снижается; 3. диафрагменная пружина является центральной и в отличие от периферийно расположенных цилиндрических пружин не подвержена действию цилиндрических пружин вследствие чего диафрагменная пружина позволяет надежно передавать крутящий момент при больших частотах коленчатого вала. Рабочий процесс сцепления при строгании автомобиля с места. Допущения: 1) крутящий момент двигателя и момент общего дорожного сопротивления приведенные к ведущему валу коробки передач постоянные. В начальный момент времени процесс строгания начинается с частоты вращения вала двигателя . Момент трения сцепления при этом увеличивается по линейному закону: где - темп включения сцепления. До тех пор пока момент трения сцепления меньше момента общего дорожного сопротивления, ведомый диск сцепления не вращается. В момент времени т.е. когда момент трения станет равен моменту общего дорожного сопротивления, произойдет страгивание автомобиля с места, т.е. частота вращения ведомого диска сцепления и скорость автомобиля увеличится. В течении времени до частота вращения коленчатого вала больше частоты вращения диска сцепления т.е. сцепление буксует. В момент времени угловые скорости выравниваются и буксование прекращается. Затем в какой-то момент времени водитель выключает сцепление, переключает передачу и в момент времени вновь включает сцепление. Процесс повторяется Строгание автомобиля с места является основным рабочим процессом сцепления. В диапазоне времени от 0 до сцепление буксует, испытывая максимальные нагрузки. В этот момент сцепление нагревается и интенсивно изнашивается. Основные показатели нагруженности сцепления являются: 1) время и работа буксования сцепления; 2) нагрев деталей сцепления за одно включение. Упрощенный процесс работы буксования сцепления. Допущения: 1) , , - постоянные. 2) частоты вращения коленчатого вала и ведомого диска сцепления в зависимости от времени подчиняются линейному закону. Из уравнения следует, что работа буксования резко возрастает, если трогание автомобиля с места начинается с высоких значений частоты вращения коленчатого вала двигателя. Также к росту работы буксования приводит увеличение массы и коэффициента дорожного сопротивления. Снижение коэффициента запаса сцепления, значения передаточного числа трансмиссии и момента инерции маховика тоже приводит к повышению работы буксования трансмиссии. Нагрев деталей сцепления. где – коэффициент распределения теплоты между деталями; – теплоемкость материала; – масса деталей. Допустимый нагрев деталей: – для одиночных автомобилей – ; – для автопоездов – . Допустимая температура дисков: – при длительном воздействии; – при кратковременном. Выходные параметры привода сцепления. Максимальное усилие на медали. Для сцепления с цилиндрическими пружинами. где – коэффициент усиления усилителя. Ход педали. где – зазор между нажимным подшипником и рычагами выключения (2-4 мм). где – число ведомых дисков; – зазор между ведущими и ведомыми деталями при выключении сцепления. Для однодискового – 0,75…1 мм, для двухдискового – 0,5…0,6 мм; – деформация ведомого диска при выключении сцелпения. Для упругого диска – 1…1,5 мм, для жесткого диска 0,15…0,25 мм. Если при увеличении передаточного числа не удается уменьшить усилие на педали до нормативного значения при сохранении хода педали в допустимых пределах, то в привод вводят усилитель. Рабочий процесс усилителя сцепления. Усилие на штоке усилителя складывается из усилия водителя и усилия усилителя и определяется суммарным нажимным усилием пружин. где – рабочее давление в силовой камере рабочее давление в силовой камере обеспечивается следящим механизмом. Статическая характеристика усилителя. Из статической характеристики усилителя следует, что усилитель включается в работу при некотором усилии на педали: При усилии на педали , усилие создаваемое усилителем достигает своего максимального значения, т.к. давление в силовой камере становится равным давлению в ресивере (0,6…0,7 МПа) и дальнейший рост усилия на штоке возможен только за счет дополнительного усилия водителя: Коробка передач. Классификация, назначение и предъявляемые требования к коробке передач (самостоятельно). Для анализа и оценки конструкций коробок передач служат ряд параметров, которые определяются требованиями, предъявляемыми к коробкам передач: 1. диапазон передаточных чисел. Отношение максимального передаточного числа к минимальному. У легковых от 3 до 4, грузовых 5-8, автомобилей повышенной и высокой проходимости 9-13. 2. число передач и плотность ряда передаточных чисел. Плотность ряда передаточных чисел – это отношение передаточных чисел соседних ступеней. Чем больше передач, тем выше плотность ряда передаточных числе. В конструкциях современных коробок передач принято плотность ряда передаточных чисел выполнять в пределах 1,1-1,5, причем на высших передачах показатель плотности должен быть как можно ближе к низшему значению. 3. Уровень шума, создаваемый при работе. Зависит от качества, точности изготовления и типа зубчатых пар, жесткости валов и картера коробки передач. Параметром оценки уровня шума коробки передач может служить ее КПД. 4. легкость управления. Оценочными показателями являются усилие на рычаге и сложность манипуляций при переключении. 5. ресурс. Металлоемкость конструкции, трудоемкость изготовления и стоимость. Металлоемкость конструкции оценивается отношением удельной массой. Ступенчатые коробки передач. 1) двухвальные; 2.) трехвальные ; 3) многовальные. Двухвальные коробки передач. Используются на легковых автомобилях, переднеприводных и заднеприводных с задним расположением двигателя. Конструктивно их совмещают с двигателем, сцеплением, главной передачей и дифференциалом. В двухвальной коробке передач крутящий момент передается двумя зубчатыми колесами, поэтому передаточное число такой коробки ограничено значением близким к 4. Достоинства: 1) простота конструкции 2) малая масса 3) высокий КПД на промежуточных передачах Трехвальные коробки передач. Отличительной чертой трехвальных коробок передач является наличие прямой передачи, на которой КПД трехвальной коробки передач даже выше двухвальной. На остальных передачах КПД ниже, т.к. в зацеплении находятся две пары зубчатых колес, но это позволяет иметь на низшей передаче передаточное число равное 9. Многовальные коробки передач. Применяются при большом числе передач и представляют собой 4-6 ступенчатую трехвальную коробку передач со встроенным или совмещенным редуктором. Редуктор может быть повышающим или понижающим. Повышающий он же делитель он же мультипликатор. Устанавливается перед коробкой передач и имеет назначение уменьшить разрыв между передаточными числами соседних ступеней, незначительно увеличивая диапазон коробки передач. Понижающий редуктор демультипликатор. Размещается за коробкой передач. Демультипликатор выполняется двух или трех ступенчатым, что позволяет в 2-3 раза увеличить число передач. Увеличивает диапазон передач до 13. Бесступенчатые коробки передач При создании коробки передач должны быть решены следующие задачи: 1) обеспечение максимальной тяговой силы; 2) обеспечение минимального расхода топлива при заданных дорожных условиях. Таким образом, максимально возможная тяговая сила при постоянной мощности двигателя и соответствующей ей постоянной частоте вращения коленчатого вала двигателя должна находится в гиперболической зависимости от скорости движения. Такую зависимость может обеспечить только бесступенчатая передача, в которой при постоянном крутящем моменте и угловой скорости ведущего вала, крутящий момент и угловая скорость ведомого вала непрерывно изменяются в зависимости от скорости движения. Передаточное число коробки передач, отвечающее этому требованию. Допустим, автомобиль движется по дороге характеризуемой дорожным сопротивлением, соответствующим кривой 1. Пусть кривая 2 соответствует зависимости . Следовательно, только при скорости удельный расход топлива будет минимальным. При изменении зависимости силы тяги от скорости движения на кривую 3 топливная экономичность автомобиля снизится. Для того чтобы движение вновь стало экономичным необходимо изменить скорость автомобиль до чтобы двигатель вновь имел максимальную нагрузку. Таким образом, для обеспечения максимальной топливной экономичности передаточное число коробки передач должно изменятся в зависимости, как от скорости, так и от сопротивления движению. Классификация бесступенчатых передач. 1) фрикционные бесступенчатые передачи. Делятся на две группы А) фрикционные бесступенчатые передачи с гибкой связью Б) фрикционные бесступенчатые передачи с непосредственным контактом. Торроидальный вариатор Хейса. 2) гидродинамическая передача. 3) электромеханическая трансмиссия 4) гидрообъемная трансмиссия Карданные передачи. Классификация и требования самостоятельно. Бывают открытые и закрытые Требования 1) передача крутящего момента без создания дополнительных нагрузок в трансмиссии Нагрузки на кардан осевые, изгибающие, скручивающие и вибрационные. 2) возможность передачи крутящего момента с обеспечением равенства угловых скоростей ведущего и ведомого валов независимо от угла между соединяемыми валами. Кинематика карданных передач. Карданные шарниры неравных угловых скоростей После дифференцирования уравнение принимает вид: Амплитуда колебаний зависит от угла между валами: с увеличением угла амплитуда возрастает. Неравномерность вращения принято характеризовать коэффициентом неравномерности. Карданная передача с двумя шарнирами и валами, расположенными в одной плоскости. Для такой карданной передачи вилку второго карданного шарнира принято поворачивать градусов относительно вилки первого. Динамика карданных передач Если пренебречь потерями мощности в карданном шарнире – уравнение 8 Из уравнения 8 следует, что карданный шарнир передает переменный по величине момент на ведомый вал, т.е. карданный шарнир является своего рода редуктором с переменным передаточным числом при этом наблюдается некоторое увеличение крутящего момента, т.е. возникает дополнительный пульсирующий момент: С одной стороны это создает циклический знакопеременный нагрузочный режим, что уменьшает долговечность карданной передачи. С другой стороны является источником как динамических, так и кинематических возмущений трансмиссии. Дополнительный момент создает закрутку валов (кинематической возмущение) где – жесткость вала. Использование нескольких карданных шарниров разгружает карданную передачу от действия реактивного момента ведущего моста. Реактивное влияние является следствием поворота ведущего моста вокруг своей оси. 11.03.16. Карданный вал. В процессе работы карданный вал испытывает изгибающие, скручивающие и осевые нагрузки. Изгибающие нагрузки возникают в результате неуравновешенности карданного вала. Карданные валы тщательно балансируют. Даже хорошо отбалансированный и уравновешенный карданный вал вследствие естественного прогиба вызванного собственным весом при некоторой угловой скорости называемой критической теряет устойчивость, т.е. его прогиб возрастает настолько, что возможно разрушение вала Центробежная сила e – естественный прогиб f – прогиб под действием центробежной силы mв – масса вала Сила упругости Си – изгибная жесткость вала Центробежная сила уравновешивается силой упругости : Отсюда находим значение критической частоты вращения: Для полого вала: Для сплошного вала: Тормозная система. Тормозные механизмы. Для оценки конструктивных схем тормозных механизмов служит ряд критериев: 1) коэффициент тормозной эффективности. Это отношение тормозного момента создаваемого механизмом к условному тормозному моменту Сумма – сумма приводных сил – радиус приложения сил трения Тормозная эффективность оценивается раздельно при движении вперед и назад 2) стабильность. Этот критерий характеризуется зависимостью коэффициента тормозной эффективности от коэффициента трения Более стабильными считаются тормозные механизмы с линейной зависимостью 3) уравновешенность. Уравновешенными считаются механизмы силы трения которых не создают дополнительных нагрузок на подшипники колеса. Дисковые тормозные механизмы. – приводная сила – средний радиус тормозных накладок Достоинства: 1) основное достоинство дисковых тормозных механизмов – их хорошая стабильность; 2) малая чувствительность к попавшей на накладки воде; 3) возможность увеличения передаточного числа благодаря малому ходу поршня; 4) хорошее охлаждение тормозного диска; 5) меньшая масса по сравнению с барабанными. Недостатки: 1) низкая тормозная эффективность; 2) неуравновешенность; 3) тормозные накладки изнашиваются более эффективно чем у барабанных; Барабанные тормозные механизмы. Когда накладка прижимается к барабану под действием приводных сил при вращении барабана, между накладкой и барабаном возникает сила взаимодействия. где – давление накладки; – элементарная площадка; – угловая координата площадки; – радиус накладки; – ширина накладки Необходимо знать по какому закону изменяется давление по длине накладки. Обычно при расчетах принимают равномерное распределение давления или распределение по синусоидальному закону: Тормозной момент при равномерном распределении: где – угол обхвата накладки. Тормозной момент при синусоидальном распределении: Как видно из схемы равнодействующая сила трения приложена на радиусе , который зависит от угла охвата накладки: При расчетах равнодействующую силу трения обычно приводят к радиусу барабана, что позволяет упростить формулы, с этой целью вводят коэффициент . Оценка барабанных колодочных механизмов различного типа. 08.04.16. Тормозной механизм с равными приводными силами и одностороннем расположением опор. – приводные силы; – нормальная сила – пассивная колодка; – активная колодка – касательная сила (сила трения) Составим сумму моментов сил относительно опоры: Для пассивной колодки Для сравнительной оценки различных схем тормозных механизмов вводятся следующие упрощения: 1) к0=1 2) а=rдельта 3) коэффициент трения равен о,35 Оценка тормозного механизма. 1) отношение тормозных моментов создаваемых активной и пассивной накладками При принятых упрощениях активная накладка обеспечивает примерно в два раза больший тормозной момент, что приводит к ускоренному ее изнашиванию. Чтобы уравновесить износ накладок необходимо сделать давление накладок одинаковым (уменьшается длина пассивной накладки). 2) коэффициент тормозной эффективности 3) тормозная эффективность при торможении вперед и назад Для данного механизма одинакова вперед и назад 4) статическая характеристика Статическая характеристика нелинейная, тормозной механизм нестабильный 5) уравновешенность Тормозной механизм не уравновешенный, т.е. создает дополнительные нагрузки на подшипники колеса. Тормозной механизм с равными приводными силами и разнесенными опорами. Оценка 1) поскольку давление на поверхности накладок одинаковое, износ накладов будет одинаковый. 2) коэф торм эфф Приводной момент меньше тормозного 3) при торможении назад тормозная эффективность снижается 4) статическая характеристика нелинейная, тормозной механизм нестабильный 5) тормозной механизм уравновешенный Барабанный тормозной механизм с равными перемещениями. Профиль разжимного кулачка симметричен, поэтому перемещение, деформации колодок, накладок и тормозного барабана одинаково. Следовательно, нормальные и касательные силы тоже будут одинаковые. Но приводные силы будут разные 2) коэфф торм эфф 3) одинаковая при движении вперед и назад 4) статическая характеристика линейная, тормозной механизм стабильный 5) тормозной механизм уравновешенный Тормозной механизм с большим самоусилением (сервотормоз) 1) давление на поверхности накладок неодинаковое, накладки изнашиваются неравномерно 2) 3) сревотормоз одностороннего действия вперед тормозить в три раза учше чем назад. Сервотормоз двустороннего действия тормозить одинаково 4) самый нестабильный механизм 5) неуравновешенный Из за чрезмерной эффективности, наименьшей стабильности, и большой неуравновешенности такой тормозной механизм не применяется в качестве колесного тормозного механизма, а применяется в качестве трансмиссионного тормозного механизма.