CC BY
82
Оригинальная статья / Original article УДК: 629.113
DOI: 10.21285/1814-3520-2017-7-39-50
МЕТОД ПРОЕКТИРОВАНИЯ СОВРЕМЕННЫХ ТОРМОЗНЫХ МЕХАНИЗМОВ ССЕРВОУСИЛЕНИЕМ
© П.А. Поляков1, Е.С. Федотов2, Е.А. Полякова3
Кубанский государственный технологический университет, Российская Федерация, 350062, г. Краснодар, ул. Московская, 2.
РЕЗЮМЕ. ЦЕЛЬ. Разработка методики проектирования фрикционного узла тормоза барабанно-колодочного типа с двумя степенями свободы в соответствии с динамическим нагружением тормозной колодки в процессе торможения. МЕТОДЫ. В современных методиках расчета тормозных механизмов преобладают проектные и проверочные расчеты металлического фрикционного элемента как одного из дорогостоящих составляющих фрикционного узла. Параметры неметаллических фрикционных элементов являются следствием из расчета тормозного барабана (диска). Уточняющие расчеты для различных типов тормозных механизмов автомобилей практически отсутствуют или являются измененной методикой общепринятого расчета, не отвечающим реальным условиям проектирования. Для тормозов с сервоусилением проведен функциональный расчет, исходя из закона распределения нагрузки по длине тормозных колодок. В дальнейшем предложен расчет для максимальной толщины фрикционной накладки, согласно эпюрам распределения нагрузки по длине тормозных колодок. Предложены методики расчета тормозного момента от зонирования фрикционной накладки тормозной колодки. ВЫВОДЫ. Проанализировано влияние закона распределения нагрузки на конструктивные и эксплуатационные параметры тормозной колодки тормоза барабанно-колодочного типа. На основании проведенных расчетов возможно проектирование сегментарных фрикционных накладок тормозных колодок по длине, с различными толщинами. Ключевые слова: тормозная колодка, фрикционная накладка, тормозной момент, распределение нагрузки, сегмент.
Формат цитирования: Поляков П.А., Федотов Е.С., Полякова Е.А. Метод проектирования современных тормозных механизмов с сервоусилением // Вестник Иркутского государственного технического университета. 2017. Т. 21. № 7. С. 39-50. DOI: 10.21285/1814-3520-2017-7-39-50
DESIGN METHOD OF MODERN SERVO-ASSISTED BRAKE MECHANISMS P.A. Polyakov, E.S. Fedotov, E.A. Polyakova
Kuban State Technological University,
2, Moskovskaya St., Krasnodar, 350062, Russian Federation.
ABSTRACT. The PURPOSE of the work is to develop a procedure for designing a frictional unit of a drum-shoe type brake with two degrees of freedom in accordance with brake pad dynamic loading during braking. METHODS. Modern calculation methods of brake mechanisms feature the predominance of design and verification calculations of a metallic friction element as one of the costly components of the frictional unit. Parameters of non-metallic friction elements are derived from the calculation of a brake drum (disk). Specifying calculations for various types of vehicle brake mechanisms hardly exist or are represented by a modified methodology of general calculation that does not meet the actual design conditions. A functional calculation has been performed for servo-assisted brakes. The law of load distribution along the length of brake shoes has been obtained. It is proposed to perform a calculation for the maximum thickness of the friction lining according to the diagrams of load distribution along the brake shoe length. Modern methods are proposed for calculating a braking torque from the zoning of the brake shoe friction lining. CONCLUSIONS. Analysis is given to the influence of the law of load distribution on design and operational parameters of the brake pad of the drum-shoe type brake. It is possible to design segmental friction linings of brake shoes by the length with different thicknesses on the basis of the performed calculations.
1
Поляков Павел Александрович, кандидат технических наук, доцент кафедры материаловедения и автосервиса, e-mail: polyakov.pavel88@mail.ru
Pavel A. Polyakov, Candidate of technical sciences, Associate Professor of the Department of Materials Science and Car Service, e-mail: polyakov.pavel88@mail.ru
2Федотов Евгений Сергеевич, старший преподаватель кафедры материаловедения и автосервиса, e-mail: avtoru2009@mail.ru
Evgeny S. Fedotov, Senior Lecturer of the Department of Materials Science and Car Service, e-mail: avtoru2009@mail.ru
3Полякова Елена Александровна, ассистент кафедры прикладной математики, e-mail: polyakova_ellen@mail.ru Elena A. Polyakova, Assistant Professor of the Department of Applied Mathematics, e-mail: polyakova_ellen@mail.ru
©
Keywords: brake shoe, friction lining, braking torque, load distribution, segment
For citation: Polyakov P.A., Fedotov E.S., Polyakova E.A. Design method of modern servo-assisted brake mechanisms. Proceedings of Irkutsk State Technical University. 2017, vol. 21, no. 7, pp. 39-50. (In Russian) DOI: 10.21285/1814-3520-2017-7-39-50
Введение
Применение тормозных механизмов с сервоусилением (тормоз типа «дуо-серво»), имеющих избыточные связи, не так распространено по сравнению с тормозными механизмами типа «симплекс». Единой методики расчета параметров тормоза данного типа нет. Проектирование тормозных механизмов указанного типа в большинстве исследований направлено на определение параметров металлического фрикционного элемента, при этом параметры неметаллического фрикционного элемента являются следствием этих расчетов.
На основании проведенных исследований в данной области принято считать, что распределение нагрузки по длине тормозной колодки возможно по синусоидальной, косинусои-дальной закономерностям или по закону приложения точечной силы [1].
При синусоидальном законе распределения нагрузки по длине тормозной колодки происходит максимальное сосредоточение нагрузок на краях набегающей и сбегающей частей колодок.
Противоположным этому является косинусоидальный закон, когда сосредоточение удельной нагрузки наблюдается в средней части тормозной колодки, к краям набегающей и сбегающей частей тормозной колодки наблюдается одинаковое снижение нагрузки. Согласно утверждениям, представленным в работе [1], косинусоидальный закон отражает овальность вращающего тормозного барабана, что негативно сказывается на износе срединной части колодки.
Сегодня автомобильные тормозные колодки типа «симплекс» проектируются с сервоусилением, что также подчиняется синусоидальному закону распределения удельных нагрузок по длине колодки. Это в свою очередь приводит к неравномерному износу тормозной колодки по длине, а нередко и к заклиниванию барабанно-колодочного тормоза.
В третьем случае - в случае сосредоточения нагрузки на отдельном участке - распределение удельных нагрузок по длине фрикционной накладки возможно только при неравномерном износе; выступающая часть накладки в большей степени контактирует с тормозным барабаном, что может негативно сказываться на превышении допустимого предела контактных напряжений.
На основании проведенного анализа литературных источников цель данного исследования можно сформулировать следующим образом: разработка методики проектирования фрикционного узла тормоза барабанно-колодочного типа с двумя степенями свободы в соответствии с динамическим нагружением тормозных колодок в процессе торможения, а также определение оптимизированных конструктивных и эксплуатационных параметров данного узла.
Методы исследования
Для наилучшего понимания методики расчета параметров фрикционного узла необходимо представить ее в виде нескольких этапов, выстроенных в четкой последовательности.
Данная методика проектирования состоит из следующих этапов:
1. Определение схемы нагружения по длине профиля накладки тормозной колодки.
2. Расчет толщины фрикционной накладки.
3. Определение тормозного момента тормозной колодки.
4. Расчет конструктивных параметров тормозной колодки.
©
5. Проверка фрикционных узлов трения на отсутствие самозаклинивания.
В реальных условиях удельные нагрузки по длине тормозной колодки смещяются относительно центра тормозной колодки. Многие экспериментальные данные указывают, что наиболее нагруженной и изношенной является набегающая часть колодки.
На первом этапе определяется схема нагружения по длине профиля накладки тормозной колодки.
На рис. 1 показана схема нагружения прижимной колодки с двумя степенями свободы, где q(a) - распределение контактных давлений на тормозные накладки ввиду дискретности «барабан - накладка».
Заменим установочные данные распределения контактных напряжений элементарными нормальными силами Nk и силами трения Тк, которые вычисляются по формуле
Тк=Мк^, (1)
где у - коэффициент трения на поверхности «тормозной барабан - фрикционная накладка».
Рис. 1. Схема нагружения прижимной колодки с двумя степенями свободы Fig. 1. Loading distribution of a forward brake shoe with two degrees of freedom
Уравнения статического равновесия для прижимной колодки имеют вид
= -Nkn cos а - ^Nkn sin а + Роп cos р - fPon sin р + ?k + fPksiny = 0; (2)
£FX = Nkn sina-^Nkn cos a + Pon sinp - fPon cosp + fPkcosy = 0, (3)
где Pon - реакция опоры, Н; Pk - сила приложенная силовым органом (гидроцилиндром), Н; f - коэффициент трения в паре «ребро - тормозная опора»; а - угол приложения элементарных нормальных сил и сил трения по длине фрикционной накладки, град.; в - угол приложения реакции опоры, град.; y - угол приложения силы от силового устройства (гидроцилиндра), град.
После соответствующих преобразований получим
ш
N^ =
Pfc(l+/ siny-/ cos y
(cos ff-/ sin (sinff+/cosff)j
vfcn . (cos S-/sin S) . (cos S-/sin S) cos я+д sinя-д cos a. v^+srnя7-—-—
(4)
(sin S+ /cos S)
(sin S+ /cos S)
Схема нагружения отжимной плавающей колодки с двумя степенями свободы представлена на рис. 2.
Рис. 2. Схема нагружения отжимной плавающей колодки с двумя степенями свободы Fig. 2. Loading distribution of a reverse floating shoe with two degrees of freedom
Уравнения статического равновесия для прижимной колодки имеют вид
Е Ру = Nko cos а - sin а + Роп cos ^ + /Роп sin ^ + Рк - /Рк sin у = 0;
(5)
Е = Nfc0 sin а + /л cos a + Роп sin ^ + /Роп cos ^ + /Pfc cos у = 0. После соответствующих преобразований получим
=
„ Z/cosS+sinS , , . (/ cos S+sin S)^
Pfc(--—л / cosy-/ siny^---
HcosS+/sinS ''
(cos S+ /sin S)
vfco . (cos S-/sin S) . (cos S-/sin S). ^cos Я-sin Я-Д cos _ „, + sina7——-—
(sinS+/cosS)
(sin S+ /cos S)
(6)
(7)
Если в формулы (4) и (7) подставить значения переменных: у = 0°; в = 90°; а = 0°; а = 90°; а = -90°, то получим следующие выражения: - для прижимной колодки:
^n=^(a = 0°);
fcn /-д
-, (а = -90°);
(8) (9) (10)
- для отжимнои колодки:
ко
Nko =
N,
ко
,(a = 0°); И+Ш ^ } (11)
-et{(f-,\(a = 90°y, (l+n y J
(12)
Р'{Г'\(а = -90°). l+f 'K ' (13)
Исходя из формул (8)-(13), предложены схемы нагружения прижимноИ и отжимноИ тормозных колодок тормозного механизма типа «серво».
Вторым этапом расчета является определение толщины фрикционной накладки согласно схемам нагружения. На основании проведенных исследований величина износа оценивается толщиной накладки. Основным критерием износа является скорость изнашивания, которая определяется по формуле [2]
Y = 7t = ,
(14)
где I - величина линейного износа, м; ^ - время торможения, с; к - коэффициент износа; уск -скорость скольжения, м/с.
Из формулы (14) можно увидеть прямую зависимость интенсивности износа (У), линейного износа (I) и закона распределения нагрузки (ц) по длине неметаллического фрикционного элемента.
Для того чтобы обеспечить криволинейную поверхность фрикционной накладки, необходимо составить ее из сегментов.
Для повышения равномерности изнашивания по длине фрикционной накладки наиболее рационально компоновать тормоз таким образом, чтобы при наибольшем износе толщина накладки оставалась равной
Согласно исследованиям, представленным в работе [3], минимальная толщина фрикционной накладки, наклеивающейся на колодку, составляет:
h0 = 1-2 мм.
(15)
При фрикционной накладке, крепящейся заклепками к тормозной колодке, должно выполняться неравенство [3]:
h0 < hmaxL.
(16)
Диапазон максимальной толщины фрикционной накладки для грузовых автомобилей составляет от 16 до 18 мм, тогда как для легковых Ьтах = 4-6 мм.
На рис. 3 представлена схема износа фрикционной накладки прижимной тормозной колодки. Максимальная толщина фрикционной накладки прижимной колодки в зоне 1 обозначена отрезком СР.
На рис. 4 представлена схема износа фрикционной накладки отжимной тормозной колодки. Исходя из схемы износа, толщина в зоне 6 обозначена отрезком И и является максимальной для отжимной колодки. Зона 5 отжимной колодки, согласно схемам нагружения и износа, будет иметь минимальный износ, равный величине
Рис. 3. Схема износа фрикционной накладки прижимной тормозной колодки Fig. 3. Wear diagram of the friction lining of the forward brake shoe
Рис. 4. Схема износа фрикционной накладки отжимной тормозной колодки Fig. 4. Wear diagram of the friction lining of the reverse brake shoe
Величины углов поворота тормозных колодок до максимальных значений износа рассчитывается из соотношений:
' ^W ДУ /in / j,
^кп = arcsm-cos а; (17)
^агс^^н-^ (18)
На третьем этапе необходимо определить тормозной момент на тормозной колодке
[3]:
Мт = ^кру, (19)
где ру - условный радиус трения, м.
Несомненно, условный радиус тормозных колодок будет изменяться по длине колодки. Для адекватной методики расчета тормозной колодки с сервоусилением необходимо составить расчетные схемы для прижимной и отжимной колодок с набегающими и сбегающими зонами. Расчетные схемы представлены на рис. 5.
Рис. 5. Расчетные схемы для прижимной колодки с набегающими (а) и сбегающими (b) зонами и отжимной колодки с набегающими (c) и сбегающими зонами (d) Fig.5. Calculation diagrams for the forward brake shoe with leading (а) and trailing (b) zones and the reverse brake shoe with leading (c) and trailing zones (d)
Составим сумму моментов относительно опоры для каждого случая:
- для плавающей прижимной колодки в набегающей зоне:
ХМ = Рк(а + с) + fPk sin у (а + с) + fPk cos у (s - w) + Ткп cos а (рпн cos а - s) + Ткп sin а(а + +рш sin а) - Nkn cos а(а + рш sin а) + Nkn sin а (рпн cos а - s) = 0; (20)
- для плавающей прижимной колодки в сбегающей зоне:
X М = Рк(а + с) + fPk sin у(а + с) + fPk cos y(s-w)--Ткп sin а (а - рпс sin а) + Ткп cos а(рпс cos а - s) - Nkn sin а(рпс cos а - s) - Nkn cos а (а-
-pncsina) = 0; (21)
Применяя математический аппарат, получим значения условных радиусов прижимной тормозной колодки в набегающей и сбегающей зонах:
пн =
п =
Tfcn(s cos я-а sin a)+Nfcn(a cos a+s sin a)-Pfc((a+c)+/ siny(a+c)+/ cos y(s-w))
Tfcn(sina2+cos a2) '
Tfcn(s cos a+a sin a)-Nfcn(a cos a+s sin a)-Pfc((a+c)+/ siny(a+c)+/ cos y(s-w))
Tfcn(sina2+cos a2)
(22) (23)
Аналогично можно составить сумму моментов относительно опоры: - для плавающей отжимной колодки набегающей части:
ЕМ = -Pfc (a + с) - /Pfc sin у (a + с) - /Pfc cos y (s - w) + Гко cos a (рон cos a - s) + Гко sin a (a -
p0H sin a) + Nfco cos a (a - p0H sin a) + Nfco sin a (р0н cos a - s) = 0;
(24)
- для плавающей отжимной колодки сбегающей части:
ЕМ = -Pfc(a + с) - /Рк sin у (a + с) - /Рк cos у (s - w) + +Гкп sin a (a + рос sin a) + Гкп cos а(рос cos a - s) - sin а(рос cos a - s) - cos a (a +
Рос sin a) = 0. (25)
Условные радиусы отжимной тормозной колодки в набегающей и сбегающей зонах будут равны:
Poh
о
_ Nfc0(a cos я-s sina)-Tfc0(s cos я+a sin я)-Р^((а+с)+/ siny(a+c)+/ cos y(s-w)).
Tfc0(sina2+cosa2) '
_ r^0(s cos я-a sina)-Nfc0(a cos a+s sina)+P^((a+c)+/ siny(a+c)+/ cosy(s-w))
Tfc0(sina2+cosa2)
(2б) (27)
Наиболее рациональным способом является не изготовление полунакладки целиком, а деление ее на сегменты, что позволит сделать составную фрикционную накладку. Каждый полученный сегмент будет иметь свой радиус и толщину фрикционной накладки исходя из условия приложенной нагрузки и тормозного момента. Дальнейшее применение сегментарных тормозов позволит увеличить ресурс тормозных колодок тормоза с сервоусилением.
Четвертым этапом данной методики предлагается определение площади фрикционной накладки тормозной колодки [4]:
Лфн = ЬфнГбE аю
(28)
где - сумма углов обхвата колодок, град.; Ьфн - толщина фрикционной накладки, м; гб - радиус тормозного барабана, м.
Диаметр тормозного барабана выбирается конструктивно (к примеру, ориентируясь на параметры колеса автомобиля), исходя из условий минимизации маховых масс и отсутствия возникновения состояния тепловой стабилизации.
Ширину фрикционной накладки можно определить из формулы [4]:
фн =
Мт
(29)
Определение величины радиуса тормозного барабана гб и толщины фрикционной накладки Ьфн базируется на компоновочных соображениях по каждому конкретному автомобильному тормозу, но при этом необходимо стремиться выполнить неравенство [3]:
Лфн >
WT
где Шт - полная работа трения в тормозе, Дж; Мд - удельная допустимая мощность трения, Мд = 100-150 Вт/см2).
(30)
1т - время единичного торможения, с; Вт/см2 (для барабанных механизмов
Полную работу трения в тормозе возможно определить из выражения [3]:
' 2nT Р
(31)
где та - полная масса автомобиля, кг; чтах - максимальная скорость автомобиля, м/с; Кр - коэффициент распределения тормозных сил между осями автомобиля; пт - количество тормозных механизмов на оси.
Время единичного торможения возможно определить из методики испытаний правил ЕЭК ООН № 13 согласно категориям автомобильного транспорта.
Ширину фрикционной накладки принимаем усредненной по ее длине.
На заключительном пятом этапе выполняется проверка на отсутствие самозаклинивания фрикционных узлов трения с оптимизированными параметрами тормозной колодки [4]:
С cos в
rnp(cos6+Csin/np)
>[f],
(32)
где С - расстояние от оси, проведенной через центр вращения тормозной колодки, к оси, которая проходит через центр вращения тормозного барабана, м; 0 - угол между прямой, проведенной через центр вращения тормозного барабана, и прямой, симметричной центрам вращения колодок, град.; гпр - приведенный радиус трения, м; - угол трения, град.
Приведенный радиус трения гпр определяется по формуле [4]
2гба
Т — " -
пр •J(smyn-smy0)2+(cos yn-cos ф0)2'
(33)
где фп, фо- углы поворота прижимной и отжимной колодок относительно опоры, град. Приведенный угол трения /пр определяется по зависимости вида [4]
f —аг с t q(sin(Pn-sin<Po\
р \coswn-cosw0J
(33)
Для тормозного барабана с оптимизированными конструктивными параметрами получили значение / = 0,505, которое больше [/] = 0,457.
Результаты исследования
С помощью программного комплекса МБ Ехе1 произведем расчет нагрузки по длине фрикционной накладки тормозной накладки тормоза барабанно-колодочного типа. Для этого необходимо задать следующие условия: Рк = 1000Н; у = 0,35; f = 0,1; у = 0°; в = 90°. Результаты моделирования представлены в таблице.
Данные таблицы наглядно можно представить в виде эпюр распределения нагрузки тормозных колодок (рис. 6, 7).
Распределение нормальной нагрузки по длине фрикционной накладки
прижимной и отжимной тормозной колодки Normal load distribution along the length of the friction lining of the forward
and reverse brake shoe
a Нормальная нагрузка / Normal load Nkn a Нормальная нагрузка / Normal load Nk
Прижимная колодка / Forward brake shoe
0 975 0 975
5 957 -5 1005
11 949 -11 1046
17 950 -17 1103
22 961 -22 1179
28 982 -28 1281
34 1014 -34 1416
40 1060 -40 1601
45 1121 -45 1864
51 1203 -51 2256
57 1312 -57 2895
63 1453 -63 4094
68 1661 -68 7111
74 1950 -74 28077
80 2391 -80 -14337
85 3130 -85 -5733
90 4597 -90 -3605
Отжимная колодка / Reverse brake shoe
0 25714 0 25714
5 36229 -5 20085
11 62346 -11 16614
17 231674 -17 14288
22 -134234 -22 12644
28 -52243 -28 11441
34 -32635 -34 10544
40 -23902 -40 9869
45 -19007 -45 9363
51 -15907 -51 8991
57 -13796 -57 8732
63 -12287 -63 8571
68 -11177 -68 8499
74 -10345 -74 8513
80 -9719 -80 8612
©
Рис. 6. Схема распределения нагрузки по длине прижимной накладки Fig. 6. Diagram of load distribution along the forward brake shoe length
Рис. 7. Схема распределения нагрузки по длине отжимной накладки Fig. 7. Diagram of load distribution along the reverse brake shoe length
Достаточно сложно изготовить криволинейную поверхность неметаллического фрикционного элемента целиком. Современное производство фрикционных накладок тормозных колодок предполагает изготовление одной целой накладки или двух полунакладок. Согласно схемам распределения нагрузки по длине прижимной и отжимной накладок с двумя степенями свободы (рис. 6, 7), можно разделить фрикционные накладки на 3 зоны: набегающую, срединную, сбегающую.
Исследуя эпюру прижимной колодки, остановимся в зоне 3, сбегающей. Здесь наблюдается пиковая нагрузка, а также излом эпюры нагрузки.
В отжимной колодке на стыке зон 4 и 5 находится наиболее энергонагруженный участок, имеющий пиковую нагрузку и излом эпюры нагрузки.
Согласно зависимостям (14) и (19), износ и тормозной момент будут достигать своего максимального значения в зоне 3. Угол охвата фрикционной накладки отжимной и прижимной колодок необходимо выбирать исходя из двух противоречащих друг другу условий: минимальный линейный износ и максимальный тормозной момент. Выходом из этой ситуации является смещение угла охвата фрикционной накладки колодок к более нагруженным зонам, что позволит реализовать максимальный тормозной момент.
m
Заключение
Добиться снижения интенсивности износа тормозных колодок очень сложно, но, несмотря на это, спроектировать сегментарные фрикционные накладки тормозных колодок все же возможно. Конструктивные параметры сегментов фрикционных накладок определяются исходя из эпюр нагружения и условных радиусов трения. С помощью предложенного авторами данной статьи метода проектирования неметаллического фрикционного элемента тормоза барабанно-колодочного типа можно получить оптимизированные конструктивные и эксплуатационные параметры. Предложена разбивка фрикционной колодки на сегменты в зависимости от зонирования колодки тормоза с сервоусилением, благодаря чему возможен и равномерный износ фрикционной накладки по длине.
1. Петрик А.А., Вольченко А.И., Вольченко Н.А., Вольченко Д.А. Барабанно-колодочные тормозные устройства: монография в 2 т. Краснодар: Изд-во КубГТУ. Т. 1. 2006. 264 с.
2. Мошков А.А., Сипягин Е.С. Разработка дискового тормоза для отечественного скоростного железнодорожного транспорта // Подвижной состав XXI века: идеи, требования, проекты: тезисы докладов VIII Междунар. науч.-техн. конф. (Санкт-Петербург, 3-7 июля 2013 г.). СПб: Изд-во ПГУПС, 2013. С. 176-179.
3. Туренко А.Н., Богомолов В.А., Клименко В.И., Кирчатый В.И. Повышение эффективности торможения автотранспортных средств с пневматическим тормозным приводом. Харьков: Изд-во ХГАДТУ, 2000. 472 с.
4. Вольченко Н.А., Поляков П.А. Повышение эффективности и энергоемкости барабанно-колодочных тормозных механизмов // Инновационные технологии в машиностроении: проблемы, задачи, решения: материалы Междунар. науч.-практ. конф. Орск, 2012. С. 67-68.
1. Petrik A.A., Vol'chenko A.I., Vol'chenko N.A., Vol'chenko D.A. Barabanno-kolodochnye tormoznye ustroistva [Drum and shoe brake devices]. Krasnodar, KubGTU Publ., vol. 1, 2006, 264 p. (in Russian)
2. Moshkov A.A., Sipyagin E.S. Razrabotka diskovogo tormoza dlya otechestvennogo skorostnogo zheleznodorozhnogo transporta [Development of a disk brake for domestic high-speed rail transport]. Tezisy dokladov VIII Mezhdunarodnoi nauchno-tekhnicheskoi konferentsii "Podvizhnoi sostavXXI veka: idei, trebovaniya, proekty" [Report Abstracts of the VIII International Scientific and Technical Conference "Rolling Stock of the XXI Century: Ideas, Requirements, Projects" ]. Sankt-Peterburg, PGUPS Publ., 2013, pp. 176-179. (in Russian)
3. Turenko A.N., Bogomolov V.A., Klimenko V.I., Kirchatyi V.I. Povyshenie effektivnosti tormozheniya avtotransportnykh sredstv s pnevmaticheskim tormoznym privodom [Improving braking efficiency of vehicles with pneumatic brake drive]. Khar'kov, KhGADTU Publ., 2000, 472 p. (in Russian)
4. Vol'chenko N.A., Polyakov P.A. Povyshenie effektivnosti i energoemkosti barabanno-kolodochnykh tormoznykh mek-hanizmov [Improving efficiency and capacity of drum-shoe type brake mechanisms]. Materialy Mezhdunarodnoi nauch-no-prakticheskoi konferentsii "Innovatsionnye tekhnologii v mashinostroenii: problemy, zadachi, resheniya" [Materials of the International Scientific and Practical Conference "Innovative Technologies in Mechanical Engineering: Problems, Objectives, Solutions"]. Orsk, 2012, pp. 67-68. (in Russian)
Библиографический список
References
Критерии авторства
Авторы заявляют о равном участии в получении и оформлении научных результатов и в равной мере
Authorship criteria
The authors declare equal participation in obtaining and formalization of scientific results and bear equal re-
несут ответственность за плагиат.
sponsibility for plagiarism.
Конфликт интересов
Авторы заявляют об отсутствии конфликта интересов.
Conflict of interests
The authors declare that there is no conflict of interests regarding the publication of this article.
Статья поступила 05.04.2017 г.
The article was received 04 April 2017.
