Методы обеспечения стабильности торможения машин путем совершенствования фрикционных тормозных устройств с воздушным охлаждением тема диссертации и автореферата по ВАК РФ 00.00.00, доктор наук Поляков Павел Александрович

• Поляков Павел Александрович
• доктор наук
• 2023

Оглавление диссертации доктор наук Поляков Павел Александрович

ВВЕДЕНИЕ

Глава 1. СОСТОЯНИЕ ПРОБЛЕМЫ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1. Конструктивные особенности тормозных устройств различных типов

1.2. Методики проектирования и испытаний тормозных систем

и тормозных устройств

1.3. Литературный анализ исследований

1.4. Цель и задачи исследования

Глава 2. ДИНАМИЧЕСКИЕ ПРОЦЕССЫ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИЕ

ФАКТОРЫ НЕСТАБИЛЬНОСТИ ВЗАИМОДЕЙСТВИЯ РАБОЧИХ ПОВЕРХНОСТЕЙ ТОРМОЗНЫХ УСТРОЙСТВ РАЗЛИЧНЫХ ТИПОВ

2.1. Динамика привода дисково-колодочного тормоза

в неустановившемся режиме

2.2. Динамика тормозного устройства барабанно-колодочного типа

в неустановившемся режиме

2.3. Динамика в паре тормозного устройства подвижного состава

в неустановившемся режиме

2.4. Связь между контактным давлением рабочих поверхностей тормозных устройств и параметрами динамических процессов

2.5. Определение положения центра давления в системе «прижимающий элемент - тормозная колодка - тормозной диск»

2.6. Выбор количества прижимающих элементов для привода тормозного устройства

2.7. Определение положения центра давления в паре «фрикционная накладка - тормозной диск»

2.8. Распределение нагрузки по длине колодок в парах «тормозная колодка - тормозной барабан» и «тормозная колодка - колесо»

2.9. Выводы по Главе

Глава 3. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ АСПЕКТ ПРОЦЕССА ТОРМОЖЕНИЯ

3.1. Генерирование тепловой энергии рабочими поверхностями тормозного устройства

3.2. Метод определения температур рабочих поверхностей тормозного устройства

3.3. Распределение температурного поля металлического элемента

3.4. Влияние угла охвата колодкой рабочих поверхностей тормозного диска на закон распределения контактного давления и температуры

3.5. Влияние приповерхностных слоев поверхностей тормозного устройства на распределение температурных полей

3.6. Выводы по Главе

Глава 4. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ОХЛАЖДЕНИЯ

ВОЗДУШНЫМ ПОТОКОМ, ОБТЕКАЮЩИМ ПОВЕРХНОСТИ ТОРМОЗНОГО УСТРОЙСТВА

4.1. Модель распределения давления внутри оребренного вентиляционного аппарата тормозного диска

4.2. Модель распределения давления внутри сегментарного вентиляционного аппарата тормозного диска

4.3. Распределение скоростей внутри полости тормозного устройства барабанно-колодочного типа

4.4. Влияние режимов протекания внешней среды на теплоотдачу

от поверхностей тормозного устройства

4.5. Влияние угла атаки внешней среды на теплоотдачу от поверхностей тормозного устройства

4.6. Уравнения, характеризующие формирование пограничного слоя нерабочих поверхностей силового устройства

4.7. Соотношение аэродинамических и тепловых параметров пограничного слоя

4.8. Метод расчета критериев пограничного слоя воздушного потока, обтекающего рабочие поверхности тормозного устройства

4.9. Разработка моделей теплоперноса тормозных устройств с учетом теории пограничных слоев

4.10. Выводы по Главе

Глава 5. МЕТОДЫ И СПОСОБЫ ОБЕСПЕЧЕНИЯ СТАБИЛЬНОСТИ

СИЛОВЫХ ФАКТОРОВ ТОРМОЗНЫХ УСТРОЙСТВ С

ВОЗДУШНЫМ ОХЛАЖДЕНИЕМ

5.1. Алгоритм метода разработки тормозов дисково-колодочного типа

5.2. Алгоритм метода разработки барабанно-колодочного тормоза

5.3. Способы обеспечения повышения эффективности и стабильности тормозных механизмов различных типов

5.4. Выводы по Главе

Глава 6. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ

ПАРАМЕТРОВ ТОРМОЗНЫХ УСТРОЙСТВ

6.1. Методика проведения экспериментальных исследований

6.2. Описание объектов и лабораторной базы исследований

6.3. Экспериментальные исследования эффективности и стабильности тормозных устройств

6.4. Сравнительные стендовые испытания параметров вентиляционного аппарата различных типов

6.5. Сравнительные натурные испытания параметров тормозных устройств различных типов

6.6. Выводы по Главе

ОБЩИЕ ВЫВОДЫ И ЗАКЛЮЧЕНИЯ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

ПРИЛОЖЕНИЕ

Введение диссертации (часть автореферата) на тему «Методы обеспечения стабильности торможения машин путем совершенствования фрикционных тормозных устройств с воздушным охлаждением»

ВВЕДЕНИЕ

Актуальность темы. Тормозные устройства являются неотъемлемой частью систем активной безопасности транспортных средств и технологических машин. Отказы тормозной системы составляют 36 % от всех неисправностей, приводящих к дорожно-транспортным происшествиям. Комплексная автоматизированная система учета и контроля устранения отказов в работе технических средств зафиксировала 37 % отказов, приходящихся на тормозное оборудование подвижного состава, от общего количества неисправностей. Доли неисправностей, связанных с тормозной системой, говорят о риске небезопасной эксплуатации транспортных и технологических машин. Основой безопасной эксплуатации является соответствие заявленным параметрам стабильных значений эксплуатационных характеристик фрикционных тормозных устройств на всем жизненном цикле. Оценка эксплуатационных параметров тормозных устройств должна базироваться на современных методах разработки, учитывающих взаимозависимые характеристики эффективности и энергоемкости фрикционных узлов и параметры теплоотводящих устройств тормозов.

Процесс торможения сопровождается нестационарным взаимодействием рабочих поверхностей силовых устройств, к которым можно отнести тормозные устройства. Научные труды, посвященные нестационарным процессам взаимодействия рабочих поверхностей тормозных устройств, в основном посвящены борьбе лишь со следствием, а именно с возрастающими контактным давлением и формируемой температурой на взаимодействующих контактных площадках. Основными критериями оценки эффективности разработок являются коэффициент трения и линейный износ, тогда как формирование структуры силового устройства должно быть направлено не только на повышение основного выходного параметра - тормозного момента, характеризующего силовое устройство, но и на его стабилизацию в различных режимах взаимодействия рабочих поверхностей.

Тормозной момент является обобщенной переменной характеристикой, формирующей итог работы тормозного устройства в целом, включающей не только коэффициент трения, развиваемое давление в тормозном приводе, геометрические параметры тормозного диска и колодки, но и радиус взаимодействия контактирующих площадок. С учетом этого факта переменное значение радиуса взаимодействующих площадок силового устройства дисково-колодочного типа оказывает серьезное влияние на формируемый тормозной момент и на его изменение в процессе торможения. Напротив, силовое устройство барабанно-колодочного типа имеет постоянный радиус взаимодействия ввиду конструктивных особенностей. Из-за этих особенностей формируется неравномерный тормозной момент, обусловленный неравномерностью прижатия тормозных колодок к поверхностям тормозного барабана.

Проанализированные литературные источники отечественных и зарубежных ученых показали, что разработанные методы проектирования не учитывают множества переменных факторов, входящих в формируемый тормозной момент. Особенно наглядно это демонстрируется при использовании полиприжимающих механизмов в фрикционных тормозных устройствах с воздушным охлаждением. Использование полиприжимающих механизмов в тормозных устройствах приводит к возрастанию температур на рабочих поверхностях, что выдвигает требование к проектированию узлов охлаждения в соответствии с формируемыми эксплуатационными параметрами тормоза.

Помимо данного факта, методы разработки существующих тормозных устройств не учитывают опыт работ, посвященных эксплуатационным исследованиям в области влияния различных дефектов на формируемые выходные параметры силовых устройств и снижение параметров стабильности за время процесса торможения. Поэтому так необходим учет эксплуатационного опыта при создании новых методов разработки и разработки способов обеспечения стабильных параметров тормозных устройств, которые должны не только повышать безопасность машин, но и снижать затраты на эксплуатацию.

В данных условиях повсеместного применения силовых устройств на машинах с возрастающей интенсивностью перемещения создание методов

разработки и оценки эффективности тормозных устройств и стабильности их выходных эксплуатационных параметров является, безусловно, актуальным.

Цель работы: обеспечение стабильности силовых факторов и повышения эффективности торможения машин путем совершенствования фрикционных тормозных устройств с воздушным охлаждением.

Для достижения цели диссертационной работы необходимо решить следующие задачи исследований.

1. Разработать математические модели для дисково-, барабанно- и колодочных фрикционных тормозных устройств разных конструкций для определения зависимостей угловых и поперечных перемещений тормозных колодок от инерционных характеристик и параметров демпфирования элементов силовых устройств.

2. Проанализировать влияние конструктивных параметров на распределение нормальных и тангенциальных сил по площади рабочих поверхностей фрикционных тормозных устройств различных типов.

3. Разработать методы определения температуры в конечной фазе торможения и распределения ее по толщине и площади рабочих поверхностей фрикционного тормозного устройства с учетом соотношения внутреннего и внешнего термических сопротивлений.

4. Обосновать влияние направления и скорости воздушного потока на аэродинамическое сопротивление и теплоотдачу нагретых поверхностей узла охлаждения.

5. С учетом теории «пограничного» слоя и формирования приповерхностных слоев в материале пар трения разработать модели теплопереноса «вентилируемый тормозной диск - внешняя среда» и «тормозной барабан -внешняя среда».

6. Используя алгоритмы расчетов распределенных нормальных и тангенциальных сил по площади рабочих поверхностей, структурно -параметрический синтез, термодинамические и аэродинамические модели металлического элемента тормоза, необходимо создать метод разработки фрикционных тормозных устройств и определения показателей критериев

эффективности и стабильности эксплуатационных параметров фрикционных тормозных устройств и их узлов охлаждения.

7. Провести лабораторные и натурные испытания для определения параметров эффективности и стабильности силовых факторов тормозных устройств, с целью апробации теоретических изысканий.

8. Используя экспериментально установленную взаимосвязь перемещений колодок и тормозного момента в зависимости от степени изношенности накладок, предложить способ обеспечения стабилизации силовых факторов на основе тормозных устройств различных типов с сегментными колодками.

Объект исследования - фрикционные тормозные устройства с воздушным охлаждением.

Предмет исследования - взаимосвязь между критериями эффективности, стабильности силовых факторов и конструктивными параметрами фрикционных тормозных устройств различных типов и их узлов охлаждения.

Методы исследования. Выполнение исследований по разработке научных методов обеспечения эффективности и стабильности силовых факторов тормозных устройств с воздушным охлаждением базируется на использовании фундаментальных положений динамики нестационарных процессов, аэродинамики в дозвуковом потоке, теории тепломассопереноса, теории «пограничного» слоя в различных режимах протекания воздушного потока, а также математической статистики.

На защиту выносятся положения научной новизны:

- разработан метод определения положения центра давления в системе «тормозная колодка - прижимающий элемент - тормозной диск» и в паре «фрикционная накладка - тормозной диск», особенностью которого является учет числа, геометрии и расположения прижимающих элементов в тормозном устройстве дисково-колодочного типа;

- разработаны новые модели теплопереноса «вентилируемый тормозной диск - внешняя среда» и «тормозной барабан - внешняя среда», учитывающие диффузионные и тепловые пограничные слои воздушного потока, обтекающего рабочие и нерабочие поверхности;

- предложена аналитическая модель распределения давления воздушного потока внутри оребренного и сегментарного вентиляционных аппаратов тормозных дисков, отличающаяся учетом изменения угла атаки воздушного потока;

- созданы методы разработки фрикционных тормозных устройств на основе распределенных силовых факторов и структурно-параметрического синтеза, учитывающие многослойные модели теплопереноса «вентилируемый тормозной диск - внешняя среда», «тормозной барабан - внешняя среда», особенностью которых является использование в качестве критерия эффективности стабильности силовых факторов.

Практическая значимость полученных результатов

В результате проведенных стендовых и натурных экспериментов:

- определены требования к размещению прижимающих элементов тормозных устройств дисково-колодочного типа;

- предложены способы повышения стабильности силовых факторов тормозных устройств различных типов с помощью использования сегментных колодок и параметров их подключения во времени торможения;

- определены критерии для выбора структуры вентиляционного аппарата диска, режима охлаждения фрикционных тормозных устройств различных типов и диапазоны их показателей;

- предложен способ определения геометрических параметров барабанов фрикционных тормозных устройств транспортных средств на основе метода геометрического программирования с минимизацией маховых масс и явления термостабилизации по толщине.

Результаты проведенных исследований в рамках диссертационной работы внедрены в профильных машиностроительных предприятиях. Основные положения диссертационной работы могут быть использованы в проектных организациях и конструкторских бюро при расчете вновь проектируемых и модернизации существующих тормозов дисково-, барабанно- и колодочного типов различной отраслевой направленности.

Апробация результатов диссертации. Материалы диссертационной работы докладывались и обсуждались на: Всероссийской научно-практической

конференции «Инновационные материалы и технологии в машиностроительном производстве» (г. Орск, 2011 г.); XIV и XV Международной научно-технической конференции «Автомобильный транспорт: проблемы и перспективы» (г. Севастополь, 2011 и 2012 гг.); Международной научно-практической конференции «Региональный технологический парк как инструмент модернизации промышленности юга России» (г. Краснодар, 2012 г.); IX Международной научно-производственной конференции «Перспективные направления развития автотранспортного комплекса» (г. Пенза, 2016 г.); 13-й Международной конференции «Машиностроение, автоматизация и системы управления», (г. Новосибирск, 2018 г.); Международной научно-технической конференции «Транспортные и транспортно-технологические системы» (г. Тюмень, 2018 г.); LVШ Международной научно-практической конференции по всем наукам «Интеграционные процессы развития мировой научной мысли в XXI веке» (г. Казань, 2018 г.); VII Международной научно-практической конференции «Современные проблемы теории машин» (г. Санкт-Петербург, 2019 г.); Международной научно-практической конференции «Механика, оборудование и технологии» (г. Краснодар, 2018, 2019, 2020, 2021, 2022 гг.); Х Международной научно-практической конференции «Автоматизированное проектирование в машиностроении» (г. Санкт-Петербург, 2020 г.); 7-й Международной конференции «Актуальные проблемы машиностроения» (г. Новосибирск, 2020 г.);

IV Международной научно-практической конференции «Мехатроника, автоматика и робототехника» (г. Санкт-Петербург, 2020 г.); Международной конференции «Цифровые решения для автомобильной промышленности, обслуживания дорожного полотна и управления движением» (г. Москва, 2020 г.);

V Международной научно-практической конференции «Фундаментальные основы механики» (г. Санкт-Петербург, 2020 г.); VI Всероссийской научно-технической конференции для молодых ученых и студентов с международным участием (г. Пенза, 2020 г.); Международной научной конференции «Механика, трение и износ в транспортных системах» (г. Ростов-на-Дону, 2021 г.); Международной научно-практической конференции «Транспорт: наука, образование, производство» (г. Ростов-на-Дону, 2021 г.); 11, 12 и 13-й

международных научно-практических конференциях «Перспективы развития локомотиво-, вагоностроения и технологии обслуживания подвижного состава» (г. Ростов-на-Дону, 2019, 2020, 2021 гг.); Международной научной конференции «Механика и трибология транспортных систем» (г. Ростов-на-Дону, 2021 г.); Международной научно-практической конференции «Железнодорожный транспорт и технологии (RTT-2021)» (г. Екатеринбург, 2021 г.); VIII Международной научно-практической конференции «Информационные технологии и инновации на транспорте» (г. Орел, 2022 г.); XXIX Международной научно-технической конференции «Машиностроение и техносфера XXI века» (г. Севастополь, 2022 г.); на расширенном заседании кафедр «Основы проектирования машин», «Безопасность жизнедеятельности» (г. Ростов-на-Дону, 2023 г.).

Область исследования. Содержание диссертации соответствует предметной области специальности 2.5.2 «Машиноведение», п. 2 «Теория и методы проектирования машин и механизмов, систем приводов, узлов и деталей машин» и п. 4 «Повышение точности и достоверности расчетов объектов машиностроения, разработка нормативной базы проектирования, испытания и изготовления объектов машиностроения».

Публикации. Основное содержание опубликовано в 78 печатных работах, в том числе 10 журналах и изданиях, входящих в международную базу Scopus, 31 в ведущих рецензируемых научных журналах и изданиях, входящих в перечень ВАК Минобрнауки РФ; опубликованы 2 монографии, 4 патента РФ общим объемом 96,35 п.л., в том числе доля соискателя составила 50,78 п.л.

Структура и объем диссертации. Диссертация состоит из введения, шести глав, общих выводов и заключений, списка использованной литературы, содержащего 254 наименования и приложений; изложена на 313 страницах машинописного текста, включая 141 рисунок и 37 таблиц.

Глава 1. СОСТОЯНИЕ ПРОБЛЕМЫ И ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ

1.1 Конструктивные особенности тормозных устройств различных типов

В транспортной отрасли и подъемно-транспортных машинах применяются фрикционные тормозные устройства различных типов (в дальнейшем тормозные устройства). Наиболее широко распространены колодочные и дисково-колодочные тормоза. Колодочные тормозные устройства классифицируются в зависимости от расположения прижимающих элементов: внутреннего (Рисунок 1.1, а) либо внешнего (Рисунок 1.1, б).

а) б)

Рисунок 1.1.

Колодочные тормозные устройства с внутренним (а) и внешним (б) расположением прижимающих элементов: 1 - обод барабан (колеса); 2 - колодка; 3 - прижимающий механизм; 4 - фрикционная накладка

В колодочных силовых устройствах тормозной момент (МТ) создается благодаря прижатию колодок к поверхности обода барабана или колеса. Колодочный тормоз с внутренним расположением прижимающих элементов относится к закрытым тормозам и известен больше под названием «барабанно-колодочное тормозное устройство», устанавливаемое преимущественно на автомобильном транспорте. Среди различных конструкций колодочный тормоз

такого типа является наиболее теплонагруженным из-за плохого теплообмена с внешней средой. Колодочный тормоз с внешним расположением прижимающих элементов широко применяется на железнодорожном транспорте и в подъемно -транспортных механизмах. Опираясь на результаты анализа различных литературных источников [1, 23, 30, 95, 145, 162], автор настоящего исследования считает необходимым классифицировать тормозные устройства колодочного типа по трем критериям: по типам привода и разжимного устройства, по расположению прижимающих элементов и по способу охлаждения нагретых частей тормоза.

Дисково-колодочные тормозные устройства классифицируются также в зависимости от расположения прижимающих элементов на устройства непосредственного воздействия (Рисунок 1.2, а) или через передаточный механизм (Рисунок 1.2, б). Современные силовые устройства дисково-колодочного типа применяются в различных отраслях промышленности.

а) б)

Рисунок 1.2.

Дисково-колодочные силовые устройства непосредственного воздействия (а) и с передаточным механизмом (б): 1 - диск; 2 - колодка, 3 - фрикционная накладка,

4 - прижимающий механизм

Большинство типов конструкций получило применение в транспортных средствах. В зависимости от энергонагруженности тормозного устройства применяются его различные типы. По итогам анализа различных литературных

источников [1, 143, 145] автор настоящего исследования предлагает классифицировать тормозные устройства дисково-колодочного типа по четырем критериям: по количеству тормозных дисков и прижимающих элементов, по открытости рабочих поверхностей, по типу привода и по способу охлаждения нагретых частей тормоза. Наиболее энергонагруженными тормозными устройствами барабанно- и дисково-колодочного типа являются тормоза, применяемые в авиации. Процесс энергонагруженности определяется развиваемым МТ и угловой скоростью колеса. Согласно исследованиям [188] тормозной момент будет в большей степени зависеть от массы транспортного средства. Тормозная система самолетов используется для полной остановки при посадке, т. е. применяется единичное торможение. Величина нагрузки не всегда предполагает значения габаритных размеров диска. Кинетическую энергию самолета поглощают многодисковые тормоза. Данный тормоз имеет коэффициент взаимного перекрытия (Квз) равный 1. Преимуществами данного типа тормоза являются большая энергоемкость и МТ при малых габаритах. Недостаток многодискового устройства вытекает из его преимущества: трансформируемая тепловая энергия из механической работы плохо диссипируется во внешнюю среду, что приводит к перегреву колесного механизма.

В железнодорожном транспорте применяются тормозные устройства колодочного и дисково-колодочного типа, установленные на осях тележки. Трение, создаваемое в процессе взаимодействия, вызывает сопротивление вращению колеса и замедляет его. Штатный узел охлаждения дисково-колодочного тормоза формируется созданием полости, продуваемой воздухом между двумя полудисками. Протекающий поток воздуха, огибая ребра или сегменты, нагретые с помощью теплопроводности материала, охлаждает поверхности. В сравнении с авиастроением силовые устройства железнодорожного транспорта развивают меньший МТ, что обеспечивает средний режим нагружения. При срабатывании тормозного устройства усилия из-за передающих устройств на контактных площадках устройства весьма велики, в результате чего температура на рабочих поверхностях диска может достигать

600 °С. Площадь фрикционных накладок, наклеенных на тормозные колодки, меньше площади рабочих поверхностей тормозных дисков, следовательно, Квз < 1.

Барабанно-колодочные тормозные устройства снижают свою долю на рынке автомобильного транспорта в связи с различными факторами, такими как масса автомобиля, малая эффективность, чрезмерный износ, сложность конструкции колодок. Их преимуществами являются большая энергоемкость, чрезвычайная надежность и длительный ресурс эксплуатации. Автомобильные тормоза дисково-колодочного типа занимают большую нишу на рынке по сравнению с другими типами силовых устройств. Развиваемый МТ несравнимо меньше силовых факторов в железнодорожном транспорте [143], поэтому устройство оснащено прижимающим механизмом непосредственного действия. Цикличный метод торможения на грани юза автомобиля увеличивает энергонагруженность силовых устройств [160]. Опасность повторно-кратковременного режима нагружения заключается в образовании на рабочих поверхностях температур выше предельного значения для материалов накладок за несколько циклов «торможение - охлаждение» [229]. Цикличность приводит к выгоранию связующего элемента фрикционной накладки и разрушению данного элемента механизма. Для определения степени энергонагруженности проводились исследования [67], суть которых состояла в определении средней температуры тормоза транспортного средства, работающего в повторно-кратковременном режиме торможения. Для решения проблем перегрева дисково-колодочных тормозных устройств предложено изготовление силовых устройств со штатной системой охлаждения [123].

Помимо транспортной отрасли дисково-колодочные тормозные устройства применяются на грузоподъемном оборудовании в качестве остановочных систем приводных механизмов. Тормозное устройство выполняет окончательную остановку лебедки после срабатывания электромагнитного тормоза. С точки зрения энергонагруженности тормозные устройства различных типов применяются для единичного кратковременного торможения. Поэтому данные

типы тормозных устройств работают в малых режимах нагружения. Время торможения значительно меньше времени охлаждения тормозного устройства.

Рассмотрим классификацию узлов охлаждения силовых устройств. Штатные системы охлаждения создаются путем увеличения площади теплообмена с внешней средой. Дополнительно устанавливаемые системы охлаждения необходимы для направления потоков воздуха к нагретым поверхностям диска или барабана. В качестве дополнительной системы охлаждения устанавливаются различные дефлекторы, которые увеличивают обдув элементов тормозного устройства встречным потоком воздуха. Узлы охлаждения дисков, представляющие собой оребренный вентиляционный аппарат, могут оснащаться вентиляционными каналами с различной геометрией (с радиальными, с криволинейными каналами и с каналами переменной длины) для увеличения площади теплообмена с внешней средой [123]. Другим типом аппарата, применяемым на современных дисках, является сегментарный (с призматическими, с цилиндрическими сегментами и сегментами со сложной геометрией). Компанией Disc Brakes Australia (DBA) был разработан и запатентован тормозной диск с вентиляционным аппаратом с сечением в форме «лапки кенгуру».

После рассмотрения конструкций тормозных устройств различных отраслей машиностроения перейдем к анализу нормативной базы, которая регламентирует проектирование и эксплуатацию тормозной системы и устройств в частности.

1.2 Методики проектирования и испытаний тормозных систем и тормозных устройств

Проектирование тормозных систем подвижного состава регламентируется локально-нормативными актами отраслевой направленности [122]. К сожалению, определение параметров стабильности и эффективности силовых устройств данными нормативными актами не предусмотрено. В руководящих технических материалах [137] предложены типовые методики расчета силовых устройств, но изменяемая структура тормозных устройств в устаревших редакциях не отражена.

На международном уровне существует регламент эксплуатационных испытаний тормозных систем автотранспортных средств. Данный регламент называется Правилами № 13 ЕЭК ООН [120] и был создан для обеспечения единообразного подхода к испытаниям тормозных систем транспортных средств типа «0», типа «I» и типа «II». Данные типы испытаний проводятся для проверки эффективности тормозной системы в целом. Критериями проверки выступают тормозной путь (Бт) и установившееся замедление (/уст) в процессе торможения. В Российской Федерации действует межгосударственный стандарт [41], регламентирующий требования проверки тормозных систем колесных транспортных средств. Перечень критериев, определяющих условия проведения проверки, и критерии оценки транспортных средств совпадают с критериями Правил № 13 ЕЭК ООН.

Для железнодорожного транспорта действует технический регламент, предъявляющий требования к дискам моторвагонного подвижного состава железных дорог для их сертификации [147]. В качестве критериев сертификации указываются габаритные размеры, технологические параметры (шероховатость, качество рабочих поверхностей, химический состав, твердость, параметры прочности) и эксплуатационный статический дисбаланс. Помимо диска технический регламент прописывает проведение испытаний фрикционных свойств пары трения дискового тормоза. Согласно этому регламенту проверке подлежат тормозные колодки дискового тормоза, клещевой механизм и пара трения. Основными критериями фрикционного узла являются коэффициент трения (/), напряжения усталостной нагрузки при различных режимах торможения, предельная температура для накладок (Ттах). В стандарте [39] предписаны методы контроля колодок, применяемых в колодочных тормозах железнодорожного состава. В рамках проверки осуществляется контроль геометрии, шероховатости поверхности, твердости материала колодки и износо-фрикционные свойства.

Для регламента проверки фрикционных узлов разработан целый перечень нормативных документов, действующих на всей территории Таможенного Союза

[33-37, 40, 70, 121]. В нормативных документах подробно указаны условия и методы проверки на сдвиг накладки, на заедания соприкасающихся поверхностей в результате коррозии, на сопротивление внутреннему срезу, на водостойкость, стойкость к солевому раствору, маслу и тормозной жидкости, на деформацию при сжатии, на влияние тепла на размеры и форму накладок.

Список литературы диссертационного исследования доктор наук Поляков Павел Александрович, 2023 год

х - е

К бШ

1

' пр3

т

V пр у

(Ъ V

пр3

т

V пр у

т + Ко С08

(с ^

пр3

т

V пр у

2 Г ь }

_ пр3

т

V пр у

+(Кп эт швт + Кп СОБшвт),

Ьпр1т

Ф1- е

К ^П

1

V

*'пр1

V 3 пр1 у

^пр1

V 3 пр1 у

т + К СОЗ

^ V

*'пр1

V 3 пр1 у

^пр1

V 3 пр1 у

+ (К ^П ^т + К СОЗ^т),

Ьпр 2т

Ф2 - е

К

1

с2

пр 2

V пр2 у

пр2

V пр2 у

т + К СОБ

2

пр2

V пр2 у

2

пр2

V пр2 у

+ (К ^П ^т + К СОБЮвт).

(2.14)

Коэффициенты собственных и вынужденных колебаний приведены в работе [201]. Окончательно решение системы дифференциальных уравнений (2.13) относительно трех координат х, ф1, ф2 имеет вид:

(

х = е

(Ъ ^

ъпр3

т

V пР у

спр3

т

V пР у

+кв381П (®вТ"Ув3 ) >

(

'ъ V

ъпр3

т

V пР У

V

спр3

т

V пР У

^ъ V

ъпр3

т

V пр у

Т + х 00й

\гс V

спр3

т

V пР У

^ъ V

ъпр3

т

V пр у

Ф1 = е

гь ^

пр1

V пР: У

Фо

- Й1П

V

спр1

V ^ пр1 у

^ V

ъпр1

V ^ пр1 у

V

спр1

V ^пр1 у

^ V

пр1

V ^ пр1 у

Т + Ф01 008

1Гс V

спр1

V и пр1 у

^ V

пр1

V ^пр1 у

+кв181п (йв Т"У,1) > (

Ф2 =е

(Ъ ^

ъпр 2

V пр 2 у

Фо

о2

\Г„ X (и V

пр2

V К V пр2 у

пр2

V ипр 2 у

с2

спр2

V пр 2 у

^ъ V

ъпр 2

V пр 2 у

Т + Ф02 008

22

пр 2

Л ,

V пр 2 у

пр2

Л ,

V пр 2 у

(2.15)

+кв2 йШ (й,Т"^в2 )•

Амплитуды вынужденных колебаний кв1 и сдвига фаз между амплитудой возбуждающего момента и амплитудой образуемых от возбуждающего момента колебаний определяются из зависимостей:

Фв0, (Хво)

к, =

Лпрг (тпр )

1

/ Л 1 с'У 1 2 Г ъ 1 'У 2 2 + 4йе2 Г ъ 1 'У

ч ипрг (тпр ) у К ^прг (тпр ) у К ипрг (тпр ) У

(2.16)

2ю

к

^пр, (тпр )

(2.17)

ЛпР1 (тпр )

ЛпР1 Кр )

V пр, \ пр / у V ирг \ пр / у

Индекс «/» обозначает строчку матриц (2.7) и (2.8), тогда как индекс «/» обозначает столбец матриц.

ъпр 3Т

т

ъпр1Т

и

ъпр 2Т

и

пр 2

Составим для системы уравнений (2.15) инерционные, жесткостные диссипативные коэффициенты и вектора скоростей возмущений и возмущений в виде матриц:

0 0

пр

А = 0 J пр1 0 , (2.18)

0 0 ^ пр 2

V 0 0 "

В = 0 Ьпр 2 0 , (2.19)

0 0 Ьпр 3 _

Чр1 0 0 "

С = 0 Спр 2 0 , (2.20)

0 0 Спр3

К Ь12

Б = Ь21 Ь22 (2.21)

_ Ь31 Ь32 _

С11 С12

Е = С21 С22 (2.22)

_С31 С32

Приравняем матрицы (2.4)-(2.8) и (2.10)-(2.12) к матрицам (2.18)-(2.22) и сведем значения приведенных коэффициентов системы уравнений (2.15) в Таблицу 2.5.

Рассмотрим математическое моделирование для двух типов прижимающих механизмов дисково-колодочных тормозных устройств. Для начала необходимо проанализировать совместное влияние собственных и вынужденных колебаний, возникающих при протекании процесса торможения, на примере одной координаты, а именно исследуемого поперечного перемещения колодки в суппорте.

Согласно нормативным документам [39] зазор между колодкой и диском не может превышать 6 мм. Если учитывать, что в автомобильном тормозе зазор между накладкой и диском не превышает 1-2 мм, вследствие этого начальное значение хв0 будет различаться. Вынужденные колебания являются величиной случайной, и описание изменения их возможно лишь с помощью гармонических

функций. Отличием может являться лишь величина сдвига относительно начала отсчета. Для анализа суммарных колебаний различных механизмов необходимо оперировать лишь основными фактическими параметрами: инерционными (тпр), демпфирующими (Ьпр3) и жесткостными (спр3) характеристиками.

Таблица 2.5.

Приведенные коэффициенты уравнений (2.15) колодок

для тормоза дисково-колодочного типа с передаточным механизмом:

тпр = тс + тк1 + тф1 - тк2 - тф2 , •^1(2) =(+[« к +™ф ] Ь ), ь , = ь - ь + ь, + ь,, - ь,, - , пр3 12 к1 ф1 к 2 ф2'

Ь„р1 =(Ь К1+ЬФ1 + Ь1) К , Ьпр2 =(Ь к 2 +Ьф2 + Ь2 ) Ь\ , ь11 = ьк 1 + ьф 1 , ь12 = ьк 2 + ьф 2 ,

спр 2 Г С С2 1 к2 ф2 , „ /2 Спр3 С1 С2 , С к1 Сф1 С к2 Сф2 спр1 Г С С

1 с2 ^ С к 2 +Сф2 ) С к1 + Сф1 С к1 + Сф1 1 ^ ¿р , ^ С к1 +Сф1 У

Ь21 =(ЬК1 + Ьф1) Ьр, Ь31 =(Ьк2 + Ьф2 ) Ьр , с11 = ск1сфУ (сф1 + ск1) , с12 ск2сф2 !(сф2 + ск2 ) ,

С21 _ Ск1Сф1^р!(Сф1 + Ск1 ) , с31 _ ск2сф2^р /(сф2 + ск2 ) ,

для тормоза дисково-колодочного типа непосредственного воздействия:

тпр = тп1 + тк1 + тф1 - тп2 + тк2 + тф2 , ^ир1(2) = (Л + ^ф ) , Ьпр3 = (Ьп1 + Ьк1 + Ьф1 ) - (Ьп2 + Ьк2 + Ьф2 ) ,

ЬПР1=ьлЬ - / (¿к1+Ьф1) Ьо, Кр2 = Ьс2Ь - / (&к2 + ^ф2 ) Ь0 ,

Спр3 сп1ск1сф1/(сп1ск1 + сф1ск1 + сф1сп1 ) - с пс пс,п (с с . + с,с ^ + с,с ), п2 к2 ф21 у к к 2 ф2 к2 ф2 ск / ? т2 /Ьоск1сф1 Спр1 = сс1^1 / \ , Р (ск1 + сф1 ) т-2 Аск 2сф2 Спр2 = сС 2 ^2 / \ , (ск2 + сф2 )

Ь11 =(Ьп1 + Ьк1 + Ьф1) , Ь12 =(Ьп1 + Ьк1 + Ьф1) , Ь21 = ьЛ, ь31 = ьс 2 Ь2 , С21 = сс1^1 ,

С11 = сп1ск1сф1/(сп1ск1 + сф1ск1 + сф1сп1 ) , С12 сп2ск2сф2 !(сп2ск2 + сф2ск2 + сф2сп2 ) , С31 = сс2 ^2

Для полноценного анализа сравним колебания поперечных перемещений колодок тормозных устройств дисково-колодочного типа с различными типами прижимающих механизмов (Рисунок 2.2).

При моделировании рассчитывались значения начальной координаты (^0), приведенных жесткостей (спр3) и маховых масс (тпр) по зависимостям (см. Таблицу 2.1). Приведенные коэффициенты демпфирования (Ьпр3), частота вынужденных колебаний (юе) и сдвиг фаз углов (уе) для двух типов прижимающих механизмов дисково-колодочного тормозных устройств были идентичными.

з.о 10

Э-

1 15

<и

I ЬО

•к си

-О,Б Л

Рисунок 2.2.

Зависимость величин колебаний тормозной колодки дисково-колодочных тормозов различных типов прижимающих механизмов в поперечном направлении от времени торможения

Для тормозного устройства с передаточным механизмом были выбраны и рассчитаны следующие параметры х0 = 3 мм; тпр = 21 кг; спр3 = 14 Н/м; Ьпр3 = 3 (Нс)/м; юе = [0,56;1,8] Гц; = [0,005;1,23] рад., тогда как для тормозного устройства с прижимающим механизмом непосредственного действия х0 = 1,5 мм; тпр = 11 кг; Спрз = 18 Н/м.

Различием является величина первоначального зазора между накладкой и тормозным диском, которая влияет на амплитуду собственных колебаний, а именно на величину отскока колодки от поверхности диска. Собственные колебания после 7-й с торможения сходят на нет, при этом суммарные колебания определяются лишь вынужденными и частотой взаимодействия рабочих поверхностей тормоза. При замедлении частоты колебаний до 0,05 Гц период вынужденных и суммарных колебаний увеличивается, что определяет стабилизацию контактирования площадок. После 7-й с торможения согласно диаграмме колебаний различия между типами прижимающих механизмов дисково-колодочных тормозов становятся незаметны.

Если предположить, что усилие со стороны привода действует на прижимающие механизмы не перманентно, то график изменения величин амплитуд колебаний будет выглядеть следующим образом (Рисунок 2.3).

г

-

е

а =

Z

Z

г -

7

о.*>

Время юрможеннн, с

Рисунок 2.3.

Зависимость величин колебаний тормозной колодки дисково-колодочных тормозов различных типов прижимающих механизмов в поперечном направлении от времени торможения в циклическом режиме

Используя значения вынужденных колебаний из предыдущей математической модели, ограничим время контакта до 2 с и введем количество циклов равное 10. Параметры для расчета примем идентичные предыдущей математической модели.

В отличие от перманентного процесса торможения цикличность позволяет оценить влияние собственных колебаний на итоговый результат изменения амплитуды колебаний в паре «тормозная колодка - тормозной диск».

Суммарное значение амплитуд колебаний взаимодействующих площадок будут целиком определять значения собственных колебаний фрикционного узла. Благодаря цикличности взаимодействия зона стабилизации в процессе торможения отсутствует полностью.

2.2 Динамика тормозного устройства барабанно-колодочного типа в неустановившемся режиме

Рассмотрим влияния конструкции компоновки силовых устройств барабанно-колодочного типа на процессы нестабильности при взаимодействии рабочих поверхностей. Для начала исследуем наиболее распространенную компоновку Simplex (Рисунок 2.4). Заменим стягивающую пружину и гидропривод связями с жесткостями Cjn и коэффициентами диссипации bjn.

Рисунок 2.4.

Расчетная схема динамической модели прижимающего механизма силового устройства барабанно-колодочного типа (компоновка Simplex)

Колодки силовых устройств барабанно-колодочного типа в отличие от колодочных тормозов подвижного состава имеют наклепанные или наклеенные фрикционные накладки. Этот факт накладывает на математическую модель колебательной системы тормозного устройства необходимость учета значений жесткости и диссипации колодок (cKj, bKJ) и накладок (сфJ, Ьф). Виды энергий колебательной системы тормозного устройства барабанно-колодочного типа представлены в работе [115]

Используя уравнение Лагранжа II рода (2.1), составим систему уравнений сил и моментов:

У

(^1 + тФ1 - т,2 -тф2)х + (тк +тф)Ьк - ср2) + (Ьы - Ъ2п - Ьк1 - Ьф1 + Ьк2 + Ьф2)х + + {ЬК1 + ЬФ1 - К)1А + (Ь2п - Кг - ЬФ2 +

_ _ Ск\Сф\ Ск2Сф2

С1п С2п +

V

Ск1 + Сф1 Ск2 + Сф2

х +

+

Ск\Сф\

■ - с

\п

V СК\ + Сф\ )

Ьф +

с-

2п

Ск 2Сф 2 Ск 2 Н Сф 2 у

ЬКЧ>2 = [К + ЬФ1 К + (6к2 + Ъф2 )?2 +

+ -

Ск\Сф\ гу Ск 2Сф2 гу

А\ Н А,2,

Ск\ Н Сф\ Ск2 Н Сф2

[тк1 + К* + (^1 + тф1 + (61„ - Кх - + " - ЬФ1 +

Н

\п

Ск\Сф\ Ск\ Н Сф\ У

Ьх +

\п

Ск\Сф\ Ск\ Н Сф\ У

с с

Ь2М = 2 (Ьк1 + Ъф)ьХ + ■

г + г

(^1 + К* + (™к1 + + (^2 + ЪФ2 - Кп К* + (^2 + ЪФ2 ~ Ъ2п +

Н

Ск 2Сф2

-с

2п

V Ск 2 Н Сф 2 у

Ь х +

Ск 2Сф2

-с

2п

V Ск2 Н С ф2 у

¿2ф =2(6 , 2 + 2л г,.

/с т 2 \ к2 ф2 1 к 2 . к 2

С Л- С Ск2 Н С ф2

(2.23)

Коэффициенты уравнений сил и моментов, записанных в матрично-векторной форме (2.3), будут соответствовать матрицам (2.4)-(2.8). Элементы матриц (2.4)-(2.8) сведены в Таблицы 2.6 и 2.7.

Таблица 2.6.

Элементы матрицы инерционных, диссипативных и жесткостных коэффициентов

<

Элемент Зависимость Элемент Зависимость

А11 + тф\ - тк2 - тф2 А12, А21, А31 (тк + тф ) Ьк

А13 -(тк + тф ) Ьк А22 (ШкХ + тф1) Ьк

А33 (т2 + тф2 ) Ь В11 К - Ь2п - Кк\ - Ьф\ + Ьк2 + Ьф2

В12 (к + ьф\- Ь\п) К В13 (Ь2п - К2 - Ьф2 ) Кк

В21 (Ь\п - Кк\ - Кф\ ) Кк В 31 (Ьк2 + Кф2 - К2п ) Кк

В22 (Ь\п - Ь\ - ^ ) К В33 (Кк2 + Кф2 - К2п )

С12 (^Сф\/[Ск\ + Сф\ ]- ^ ) Ьк С11 С\п - С2п - СК\Сф\1 (Ск\ + Сф\ ) + Ск2Сф2 !(Ск2 + Сф2 )

С13 ( С2п Ск 2Сф2 _СК2 + Сф2 ]) Ьк С21 (С\п - СК\Сф\1[Ск\ + Сф\ ]) Ьк

С22 (с\п - Ск\Сф\/ Ск\ + Сф\ ]) Ь С31 (Ск2Сф2! Ск2 Н Сф2 - С2п ) Ьк

С33 (Ск2^2/ Ск2 Н Сф2 с2п ) Ьк

Таблица 2.7.

Элементы матриц коэффициенты скоростей и векторов возмущений

Элемент Зависимость Элемент Зависимость

Dn К1 + ъФ 1 D12 ЪК 2 + ЪФ 2

D21 2 b+Ъф, ) 4 D32 2 ( Ък 2 + Ъф2 ) LK

E11 Ск1Сф^ ( СФ1 + Ск1 ) E12 Ск2Сф2 !(Сф2 + Ск2 )

E21 2Ск1Сф1кк/ (Ск1 + Сф1 ) E32 2Ск2Сф2к/(Ск2 + Сф2 )

Как и в случае с уравнением движения, записанным в векторно-матричной форме для дисково-колодочного тормоза, уравнение в обобщенных координатах будет однородным, что противоречит расчетной схеме. Решения системы уравнения (2.23) относительно каждой неизвестной д = (х, ф1, ф2) можно представить в виде обобщенного решения (2.20).

Значения приведенных инерционных, диссипативных и жесткостных коэффициентов, выведеннных с помощью метода приравнивания матриц, приведены в Таблице 2.8.

Таблица 2.8.

тпр, Ьпр, спр уравнения колебания колодок (2.15) для тормозного устройства барабанно-колодочного типа (компоновка Simplex)

тпр = тк1 + тф1 - т к 2 тф2 Jnp1(2) ( m К 1(2)+ тф 1(2)) 4 ъ , пр3 = Ъп - Ъ - 2п ~Ък1 - Ъф1 + Ък 2 + Ъф2

Ъпр1 (Ъ1п - Ък1 - ЪФ1 ) L Ъ , = пр2 (Ък2 + Ъф2 - Ъ2п ) Спр3 = с1п - С2п - Ск1Сф1 , Ск 2Сф2

С к1 + СФ1 Ск 2 + Сф2

Спр1 ( \ Ск\Сф\ Спр 2 _ f С к 2 Сф 2 С2 п Ъц = Ък 1 + Ъф1 Ъ21 = Ък 2 + Ъф 2

С1п ^ Ск1 + СФ1 v Ск 2 + Сф 2

Ъ21 = 2 (Ъ к1 + ЪФ1 ) 4 Ъ31 = 2 ( Ък2 + Ъф2 ) 4 С11 ~ Ск1Сф1 / ( С к1 + СФ1 ) С12 _ Ск ,Сф2/ ( Ск 2 + Сф2 )

С21 2Ск1Сф1 Ч ( Ск1 + СФ1 ) С31 _ 2Ск 2С ф2 кк/1 Ск 2 + Сф2 )

Рассмотрим распределенные модели силовых устройств барабанно-колодочного типа других компоновок: Duplex (Рисунок 2.5, а), Duo-Duplex (Рисунок 2.5, б), Duo-Servo (Рисунок 2.5, в). Значения тпр, Ьпр, спр для силового устройства компоновки Simplex (Таблица 2.8) идентичны и для компоновки

Duplex. Соответствие заключается в совпадении количества прижимающих элементов.

а)

в)

б)

Рисунок 2.5.

Расчетные схемы динамических моделей силовых устройств барабанно-колодочного типа компоновок Duplex (а), Duo-Duplex (б), Duo-Servo (в)

Увеличение прижимающих элементов вдвое привело к изменению значений приведенных коэффициентов жесткости и диссипации, действующих в направлении поперечного перемещения колодок:

b , = b + b — b — Ьл — b , — bM + b 0 + b, 0,

пр3 !п 3п 2п 4п к! ф! к2 ф2 7

Cnp! С!п + С3п С2п С4п

Ск!Сф! Ск 2Сф2

(2.24)

(2.25)

Ск! + Сф!

Ск 2 + Сф2

где b3n, b4n - коэффициенты диссипации дополнительных прижимающих элементов, Нс/м;

с3п, с4п - жесткости дополнительных прижимающих элементов, Н/м.

Компоновка Duo-Servo предполагает гибкую связь между колодками силового устройства, что отражается в математической модели с помощью дополнительной инерционной массы (плавающей опоры). Значение тпр для компоновки Duo-Servo рассчитывается из зависимости:

тпр = тк! + тф! — тк2 — тф2 — тпо .

(2.26)

Проведем сравнительные расчеты по угловому перемещению колодки для трех компоновок силовых устройств барабанно-колодочного типа (Рисунок 2.6). В отличие от дисково-колодочного тормоза, в тормозах барабанно-колодочного

типа определяющим критерием перемещения тормозных колодок является именно угловое перемещение. Это обусловлено тем, что расстояние от фрикционных накладок до рабочих поверхностей тормозных барабанов непостоянно.

Рисунок 2.6.

Изменения ф1 колодок силовых устройств барабанно-колодочных типа трех

компоновок в тт

Для тормозного устройства компоновки Simplex были выбраны и рассчитаны следующие параметры ф01 = 2°, Jnp = 20 кгм2, спр1 = 7 Н/м; для

л

компоновки Duo-Duplex .ф01= 0,5°, Jnp = 20 кг м , спр1 = 2 Н/м; для компоновки Duo-Servo ф01 = 3°, Jnp = 23 кг м , спр1 = 2 Н/м. При моделировании были идентичны коэффициенты диссипации Ьпр1 = 3 (Н£)/м, параметры вынужденных колебаний для трех компоновок юе

= [1,23;3,7] с-1; у = [0,005;1,23] рад.

Величины ф0 ощутимо отличаются для разных компоновок [179]. Следовательно, собственные колебания колодок разных компоновок будут разниться по модулю. Для снижения влияния вынужденного колебательного процесса юв и ув приняты для трех компоновок одинаковыми. Амплитуды собственных угловых перемещений для самоприжимных тормозных колодок для двух компоновок (Simplex и Duo-Servo) указывают, что в течение 5,3 с процесс

взаимодействия между контактирующими площадками не наступал. Это достаточно длительное время по сравнению с взаимодействием рабочих поверхностей тормоза дисково-колодочного типа. Время наступления взаимодействия у тормоза компоновки Duo-Duplex увеличивается до 14,9 с. При этом отсутствует отскок колодки от поверхности тормозного барабана, т. е. условие взаимодействия определяет лишь вынужденные колебания углового перемещения самоприжимной колодки тормоза.

Амплитуда отскока самоприжимной колодки от поверхности обода барабана для двух компоновок (Simplex и Duo-Servo) определяется начальным углом поворота колодки. Величина отскока для колодки тормоза (Duo-Servo) достигает до 25 % от значения начального угла поворота самоприжимной колодки, тогда как для компоновки Simplex не превышает 5 % от первоначального значения. Помимо величины амплитуды колебаний период отскока у компоновки Duo-Servo на 14,3 % больше, чем для компоновки Simplex. Учитывая длительный процесс действия собственных колебаний колодок силовых устройств барабанно-колодочного типа, целесообразно увеличить период прижатия колодок к рабочим поверхностям тормозного барабана и сократить количество циклов (Рисунок 2.7). Период взаимодействия колебания в математическом моделировании составлял 5 с, что соответствовало периоду становления взаимодействия рабочих поверхностей силового устройства компоновки Simplex (как наиболее распространенной).

Из расчета угловых перемещений можно сделать вывод, что силовое устройство компоновки Simplex за установленный период (т = 5 с) в течение 5 циклов не допускало отскока колодки. Тогда как для компоновок Duo-Duplex и Duo-Servo полноценное прижатие взаимодействующих площадок поверхностей достигается на 20-й с и является единичным и моментальным. На протяжении всего процесса торможения эти две компоновки барабанно-колодочных тормозов не имеют полного прижатия поверхностей рабочих площадок, т. е. взаимодействия контактирующих площадок происходят локально.

AS

Время торможения, с

Рисунок 2.7.

Изменения фг колодок силовых устройств барабанно-колодочных типа трех компоновок в тт при циклическом взаимодействии

Целесообразно для силовых устройств компоновок Duo-Duplex и Duo-Servo увеличивать интервалы взаимодействия и сокращать количество циклов, что в дальнейшем приведет к сложному управлению при повторно-кратковременном цикле торможения.

2.3 Динамика в паре тормозного устройства подвижного состава в неустановившемся режиме

Отличием колодочных тормозных устройств подвижного состава от дисково- и барабанно-колодочных силовых устройств автомобилей является наличие двухмассовой системы прижимающего механизма (Рисунок 2.8). Элементы колебательной системы имеют различные амплитуды угловых перемещений (фь ф2, ф3, ф4), что предполагает различные величины частот колебаний (юь ю2, ®з, ®4). При условии симметричности тормозных узлов рассмотрим лишь одну из частей моделей двухмассовой системы прижимающего механизма силового устройства подвижного состава.

Основным видом движения как рычага, так и тормозной колодки является вращение на разные углы относительно различных точек. В связи с этим инерционную составляющую дифференциального уравнения колебательной системы будут представлять моменты инерции рычага Jр и колодки Зк. Демпфирующая и жесткостная составляющие уравнения учитываются в качестве коэффициентов диссипации и жесткости рычага (Ър1, ср1) и колодки (Ък1, ск1). Амплитуды гармоники возмущающего момента для первой и второй масс обозначаются М1 и М2 соответственно.

б)

Рисунок 2.8.

Двухмассовые колебательные системы прижимающих механизмов колодочного (а) и дисково-колодочного (б) силовых устройств

Запишем дифференциальное уравнение двухмассовой колебательной системы тормозного устройства подвижного состава относительно двух неизвестных ф1 и ф2. При условии М2сов(ю2х + у) < 5з, где 5з - величина зазора рабочих поверхностей

" Лк 0 " а2 (ф 21 + Г К -ь, к\ к\

0 Л р _ а 12 1Ф 11 Ьк\ Ьк\ + Ьр\

|ф 2 й I 1 ф!

+

+

"к\

"к\

-ск\ ск\ + Ср\

М,

СОБ (ш1 + ^в).

(2.27)

Ф2

Ф\ М\

В связи с невозможностью определиться с влиянием параметров рычага прижимающего механизма на угловые перемещения колодки относительно оси целесообразно ввести относительные безразмерные переменные в безразмерных

координатах ф, ф2, I:

Л

Л =

=

Лоп + Л

к

к\

Ьоп\ + Ьк\

с

с

к\

к\

Соп\ + ск\

М =-М_

' ' М + М 2

ш. =

ю

ь =

ь