CC BY
39
УДК 629.113
А. С. Мельников, И. С. Сазонов, В. А. Ким
КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ НАЖИМНОГО УСТРОЙСТВА ДИСКОВОГО ТОРМОЗА, АДАПТИВНОГО К АНТИБЛОКИРОВОЧНОЙ СИСТЕМЕ
UDC 629.113
A. S. Melnikov, I. S. Sazonov, V. A. Kim
THE EFFICIENCY FACTOR OF THE HOLD-DOWN DEVICE OF THE DISK BRAKE ADAPTIVE TO ANTILOCK BRAKING SYSTEM
Аннотация
Рассмотрено изменение коэффициента полезного действия механического нажимного устройства дискового тормоза, адаптивного к механической антиблокировочной системе, проанализирована конструкция дискового тормоза. На основе анализа результатов исследования выявлен характер влияния среднего радиуса трения на торце стержня нажимного устройства и внутреннего диаметра цилиндра нажимного устройства на коэффициент полезного действия нажимного устройства. Даны рекомендации по выбору оптимальных значений среднего радиуса трения на торце стержня и внутреннего диаметра цилиндра нажимного устройства с целью достижения наибольшего значения коэффициента полезного действия нажимного устройства.
Ключевые слова:
дисковый тормоз, механическое нажимное устройство, коэффициент полезного действия, оптимальные параметры, адаптивность, антиблокировочная система.
Abstract
The paper considers changing the efficiency factor of a mechanical hold-down device of the disk brake adaptive to the mechanical antilock braking system and analyzes the design of the disk brake. Based on the analysis of the investigation results, the paper reveals how the mean friction radius on the stem end of the hold-down device and the inner diameter of the cylinder of the hold-down device influence the efficiency factor of the hold-down device. The recommendations are given how to choose optimal values of the mean friction radius on the stem end and the inner diameter of the hold-down device cylinder with the purpose of achieving the highest value of the efficiency factor of the hold-down device.
Key words:
disk brake, mechanical hold-down device, efficiency factor, optimal parameters, adaptability, anti-lock braking system.
Дисковый тормозной механизм с механическим приводом разрабатывался для мотоциклов, выпускаемых ОАО «МОТОВЕЛО». В то же время, учитывая весогеометрические параметры тормоза и его эффективность, он может быть использован для различных мобильных машин, а также для механизмов и устройств в различных областях. Разработанная методика определе-
ния параметров тормозного механизма с механическим приводом [1, 6] позволяет р ассчитать необходимые параметры тормоза для машин и механизмов с учетом значения тормозного момента, который следует реализовать в данных машинах и механизмах.
При разработке новой конструкции дискового тормоза с механическим нажимным устройством [1-8] решалась
© Мельников А. С., Сазонов И. С., Ким В. А., 2012
задача повышения эффективности тормозного механизма, снижения контактных напряжений на поверхностях исполнительных элементов, сокращения размера механизма в направлении, параллельном оси тормозного диска. Кроме этого, решалась задача адаптирования конструкции дискового тормоза с механическим приводом к антиблокировочной системе [13, 16, 18].
В предлагаемой конструкции дискового тормозного механизма значительно уменьшаются контактные напряжения на рабочих поверхностях исполнительных элементов, т. к. в передаче нажимного усилия участвуют одновременно несколько штифтов, скользящих по поверхности соответствующих пазов, при этом, изменяя форму штифта, можно изменить площадь контакта в исполнительных элементах нажимного устройства. Кроме этого, уменьшения контактных напряжений можно достичь, варьируя количество сопряжений штифт-паз в используемом нажимном устройстве.
Используя несколько сопряжений штифт-паз, появляется возможность сокращения размера тормозного механизма в направлении, параллельном оси тормозного диска.
Показатели работы дискового тормозного механизма в значительной степени зависят от характеристик нажимного устройства, используемого в дисковом тормозе, немаловажной характеристикой при этом является коэффициент полезного действия.
Теоретические и экспериментальные исследования разработанных дисковых тормозов с механическим приводом подтвердили высокую эффективность и надежность разработанных конструкций дисковых тормозов. Вместе с тем, учитывая большое значение коэффициента полезного действия нажимного устройства для дискового тормоза, проводились исследования влияния некоторых параметров на коэффициент полезного действия нажимного устройства.
Для решения поставленной задачи разработанный дисковый тормозной механизм (рис. 1) имеет корпус 8, охватывающий тормозной диск 7, зажимаемый при торможении тормозными колодками 3 и 4, усилие на которые передается с помощью стержня 6, контактирующего через установленный на нем штифт 1 с цилиндром 9, и тормозной скобы 2, связанной с цилиндром 9 и воспринимающей реактивное усилие, возникающее при работе нажимного устройства.
Механическое нажимное устройство представляет собой сочетание цилиндра 9, имеющего центральное отверстие, в котором размещен стержень 6. На боковой образующей поверхности цилиндра 9 выполнен паз с наклоном относительно оси цилиндра 9. Цилиндр 9 жестко связан с тормозной скобой 2. Стержень 6, вставленный в отверстие цилиндра 9, имеет штифт 1, закрепленный в стержне 6. После сборки цилиндра 9, стержня 6 и штифта 1 в один механизм передача усилия от стержня 6 к цилиндру 9 осуществляется через штифт 1, который при повороте скользит по наклонному пазу, выполненному в цилиндре 9.
Один край стержня 6 контактирует с тормозной колодкой 3, с другой стороны стержня установлен рычаг 5. Рычаг 5 приводится в действие с помощью тросового привода, не показанного на рис. 1.
Корпус 8 тормозного механизма позволяет разместить тормозные колодки 3, 4 и предохраняет тормозную скобу 2 от скручивания при работе тормозного механизма. При осуществлении торможения возникающий тормозной момент воспринимается не нажимным устройством, а непосредственно корпусом тормоза 8.
В верхней части корпуса 8 выполнена посадочная поверхность для скобы 2, предохраняющая скобу 2 от радиальных перемещений относительно диска 7.
Тормозная скоба 2 имеет п-образ- имеет отверстие, в котором размещается
ную форму. В верхней части скобы вы- механическое нажимное устройство.
полнены ребра жесткости. Также она
12 3 4
Рис. 1. Дисковый тормоз с механическим приводом, адаптивный к антиблокировочной системе:
1 - штифт; 2 - скоба; 3 - колодка тормозная левая; 4 - колодка тормозная правая; 5 - рычаг; 6 - стержень; 7 - диск тормозной; 8 - корпус; 9 - цилиндр
При работе тормозного механизма производят поворот рычага 5, при этом вместе с ним поворачивается стержень 6. Закрепленный на стержне 6 штифт 1 скользит по наклонному пазу, выполненному в цилиндре 9. Вследствие наклона происходит взаимное перемещение цилиндра 9 и стержня 6 во взаимно противоположных направлениях. При этом стержень 6 упирается в левую тормозную колодку 3, а цилиндр 9 передает перемещение тормозной скобе 2, которая, в свою очередь, прижимает правую тормозную колодку 4 к тормозному диску 7. Тормозной диск 7 зажимается между тормозными колодками 3 и 4, благодаря чему производится торможение вращения тормозного диска 7 с требуемой интенсивностью. При снятии управляющего воздействия с органов управления тормозной системы
тормозные колодки 3 и 4 возвращаются в нейтральное положение.
Конструкция дискового тормоза разрабатывалась не только с учетом обеспечения требуемых высоких нажимных усилий, воздействующих на тормозные колодки, но и с учетом возможности использования антиблокировочной системы. Адаптивность разработанного дискового тормоза к антиблокировочной системе обеспечивается конструкцией нажимного устройства, характером связи тормозной скобы с нажимным устройством, а также возможностью внедрения в конструкцию тормоза элементов антиблокировочной системы. Совокупность конструкции дискового тормоза и элементов антиблокировочной системы позволяет говорить о разработке единой конструкции, выполняющей функции как диско-
вого тормоза, так и антиблокировочной системы. При выполнении функций антиблокировочной системы происходит воздействие на нажимное устройство через тормозную скобу, вследствие чего обеспечивается растормаживание тормозного диска, на приводной рычаг при этом не оказывается воздействия, что позволяет исключить субъективный фактор [2, 10], связанный с участием оператора в процессе работы антибло-
кировочной системы.
Учитывая характерную особенность, присущую дисковым тормозам с механическим приводом, а именно невысокую степень усиления передаваемой нагрузки, рассматривался вопрос о коэффициенте полезного действия нажимного устройства разработанного дискового тормоза с механическим приводом. Нажимное устройство дискового тормоза представлено на рис. 2.
Рис. 2. Нажимное устройство дискового тормоза, адаптивного к антиблокировочной системе
Коэффициент полезного действия рассматриваемого нажимного устройства зависит не только от параметров контактирующих элементов: угла наклона паза; количества пазов; вида трения, существующего между штифтом и поверхностями паза; потерями на трение в устройстве, а также от способа интеграции нажимного устройства в конструкцию тормозного механизма.
Рассмотрим случай (см. рис. 1), когда нажимное усилие на одну из колодок 3 передается в результате осевого перемещения стержня 6 (возникающего при вращении стержня 6) и воздействия торца стержня 6 на тормозную колодку 3. Нажимное усилие на другую тормозную колодку 4 передается в результате реактивного перемещения скобы 2, переме-
щающейся в результате осевого движения цилиндра 9, связанного с тормозной скобой 2. На рис. 3 приведена зависимость коэффициента полезного действия щ от среднего радиуса трения на торце стержня Я.
Приведенные графические зависимости позволяют сделать заключение об уменьшении величины коэффициента полезного действия с возрастанием среднего радиуса трения Я на торце стержня. Исследование зависимости проводилось при параметрах нажимного устройства, соответствующих параметрам нажимного устройства дискового тормоза мотоциклов, выпускаемых ОАО «МОТОВЕЛО»: в= 230; ё = 18 мм.
Влияние среднего радиуса трения на торце винта на величину коэффициента
полезного действия рассматривалось при трех значениях внутреннего диаметра цилиндра: ё = 14 мм; ё = 18 мм; ё = 22 мм. Минимальное значение коэффициента полезного действия при этом соответствует нажимному устройству с наименьшим внутренним диаметром цилиндра (ё = 14 мм) из трех рассматриваемых внутренних диаметров цилинд-
ра при максимальном радиусе трения Я = 8 мм. Максимальное значение коэффициента полезного действия соответствует нажимному устройству с наибольшим внутренним диаметром цилиндра (ё = 22 мм) при минимальном среднем радиусе трения на торце стержня Я = 2 мм.
0,8
ед
0,6
0,5
0,4
6=0,0 14 Мм
6 II 0 18 мм 6=0,022 м м
0,002 0,003 0,004 0,005 0,006 м 0,008
Й
Рис. 3. Зависимость коэффициента полезного действия п от среднего радиуса трения Я на торце стержня при различных значениях внутреннего диаметра цилиндра ё
В связи с проведенным исследованием влияния среднего радиуса трения на коэффициент полезного действия нажимного устройства можно сделать вывод, что увеличение среднего радиуса трения на торце ведет к увеличению потерь на трение, возникающих на торце стержня, а следовательно, к уменьшению величины коэффициента полезного действия. Таким образом, учитывая описанное влияние среднего радиуса трения на торце стержня на коэффициент полезного действия, мы имеем возможность увеличения коэффициента полезного действия нажимного устройства.
Уменьшая потери на трение, на торце стержня появляется возможность добиться повышения коэффициента полезного действия нажимного устройства, не изменяя при этом параметры на-
жимного устройства, которые являются тесно связанными и зачастую оказывают комплексное влияние на характеристики нажимного устройства (передаточное отношение, развиваемое усилие, ход рычага и т. д.).
Однако, уменьшая средний радиус трения на торце стержня, необходимо учитывать возникающую опасность смятия торца стержня, т. е. излишняя податливость торца стержня, вследствие увеличения удельного контактного давления, может привести к снижению развиваемого нажимного усилия, а следовательно, к уменьшению величины тормозного момента и коэффициента полезного действия.
Одним из основных параметров нажимного устройства является внутренний диаметр цилиндра. Результаты исследования влияния внутреннего
диаметра цилиндра на величину тормозного момента и другие характеристики дискового тормоза приводились в публикациях ранее. Учитывая большое влияние внутреннего диаметра цилиндра на показатели дискового тормоза: тормозной момент, необходимое приводное усилие, износостойкость, прочность и другие показатели, проводилось исследование влияния внутреннего диаметра цилиндра на величину коэффициента полезного действия.
Исследование проводилось с учетом
возможного изменения угла наклона паза, выполненного в цилиндре. Угол наклона паза также является важным параметром нажимного устройства, поскольку позволяет изменять значение развиваемого нажимного усилия и обеспечивает растор-маживание тормоза.
Зависимость коэффициента полезного действия от величины внутреннего диаметра цилиндра при различных значениях угла наклона паза показана на рис. 4.
0,8 ед 0,7 0,65 0,6
)1°
3=23°
3=1 '6°
0,012 0,014 0,016 0,018 0,02 0,022 0,024 0,028 м 0,03
й
Рис. 4. Зависимость коэффициента полезного действия ц от внутреннего диаметра цилиндра ё при различных значениях угла наклона паза в
Исследование зависимости проводилось при трех значениях угла наклона паза: в = 160; в = 230; в = 310. Выбранные значения угла наклона паза соответствуют оптимальным значениям нажимного усилия с сохранением эффекта растормаживания при снятии воздействия с приводного рычага. Остальные параметры соответствовали параметрам дискового тормоза, используемого для мотоциклов, выпускаемых ОАО «МОТОВЕЛО».
В ходе исследования рассматри-
ваемой зависимости установлено возрастание коэффициента полезного действия с возрастанием значения внутреннего диаметра цилиндра. Одновременно наблюдается увеличение коэффициента полезного действия с возрастанием угла наклона паза, при этом максимальное значение коэффициента полезного действия (п = 0,773) соответствует внутреннему диаметру цилиндра ё = 30 мм и углу наклона паза в = 310.
Минимальное значение коэффициента полезного действия (п = 0,611) со-
ответствует нажимному устройству с меньшим внутренним диаметром цилиндра ё = 12 мм при меньшем из трех рассматриваемых углов наклона паза в= 160.
Подобное изменение коэффициента полезного действия в зависимости от возрастания внутреннего диаметра цилиндра и угла наклона паза позволяет говорить о целесообразности увеличения значений как внутреннего диаметра цилиндра, так и угла наклона паза, учитывая при этом изменение значения коэффициента полезного действия нажимного устройства.
Приведенные в данном анализе максимальное и минимальное значения коэффициента полезного действия соответствуют крайним значениям внутреннего диаметра цилиндра, принятым как по критерию обеспечения работоспособности, так и по конструктивным соображениям.
Это означает, что полученные значения коэффициента полезного действия не являются абсолютными для подобного типа нажимных устройств, а соответствуют наиболее оптимальному диапазону изменения внутреннего диаметра цилиндра с учетом изменения угла наклона паза.
Минимальное значение внутреннего диаметра цилиндра принималось исходя из возникающих в нажимном устройстве удельных давлений; максимальное - исходя из возможности размещения нажимного устройства с таким внутренним диаметром цилиндра в конструкции тормозного механизма мотоцикла.
При увеличении коэффициента полезного действия за счет возрастания внутреннего диаметра цилиндра и угла наклона паза появляется возможность изменять число наклонных пазов, находящихся в зацеплении со штифтами, а также уменьшать необходимое приводное усилие.
Уменьшение количества наклонных пазов, находящихся в зацеплении со штифтами, является ограничением для уменьшения внутреннего диаметра цилиндра и угла наклона паза, т. к. это ведет к увеличению удельного давления в контакте паз-штифт, уменьшая тем самым износостойкость нажимного устройства.
Проводилась также оценка влияния угла профиля штифта на величину коэффициента полезного действия.
При увеличении угла профиля штифта происходит уменьшение коэффициента полезного действия. Изменение угла профиля штифта с а = 200 до а = 600 вызывает уменьшение коэффициента полезного действия с п = 0,772 до п = 0,760.
Как видно, изменение угла профиля штифта в меньшей степени сказывается на изменении коэффициента полезного действия, чем изменение других параметров нажимного устройства. Влияние угла профиля штифта на коэффициент полезного действия связано с увеличением приведенного коэффициента трения. С увеличением угла профиля штифта возрастает приведенный коэффициент трения, что, соответственно, ведет к увеличению потерь на трение в нажимном устройстве и снижению коэффициента полезного действия.
Исходя из этого, наименьшие потери, связанные с углом профиля штифта, возникают при прямоугольном профиле штифта, при этом использование в нажимном устройстве прямоугольного профиля штифта является предпочтительным, поскольку он более технологичен в изготовлении.
Выводы
Рассмотренное влияние параметров нажимного устройства дискового тормоза на коэффициент полезного действия позволяет определить наиболее
существенные параметры с точки зрения изменения коэффициента полезного действия: внутренний диаметр цилиндра, угол наклона паза, средний радиус трения на торце стержня, угол профиля штифта. Изменение внутреннего диаметра цилиндра и угла наклона паза и угла профиля штифта необходимо рассматривать во взаимосвязи с изменением нажимного усилия, износостойкости, прочности и обеспечения условия оттормаживания дискового тормоза. Определены интервалы оптимальных значений угла наклона паза (в = 22...250), диаметра цилиндра (ё = 28.32 мм), нажимного устройства дискового тормоза для мотоциклов, выпускаемых ОАО «МОТОВЕЛО», с механическим приводом и адаптивного к
антиблокировочной системе. Разработанные методы расчета тормозов с механическим приводом позволили создать устройство, реализующее одновременно функции тормозного механизма и функции антиблокировочной системы, использующей принцип формирования сигналов управления системой, основанный на закономерности изменения силовых факторов в контакте колес с опорной поверхностью. Стоимость разработанного устройства составляет 15.20 % от стоимости мотоцикла, что в несколько раз ниже стоимости гидравлических тормозов и устанавливаемых совместно с ними электронно-гидравлических антиблокировочных систем.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Сазонов, И. С. Тормозные системы колесных машин / И. С. Сазонов, П. А. Амельченко, В. А. Ким. - Могилев : Белорус.-Рос. ун-т, 2011. - 346 с.
2. Сазонов, И. С. Динамика колесных машин / И. С. Сазонов, П. А. Амельченко, В. А. Ким. - Могилев : Белорус.-Рос. ун-т, 2006. - 461 с.
3. Пат. 2009 / 0272607 US, МПК F 16 D 55 / 227. Disc brake for a commercial vehicle / R. Fischer, R.Vogedes ; Knorr-Bremse Systeme fuer Nutzfahrzeuge GmbH ; заявл. 09.11.06 ; опубл. 07.05.09. - 7 с.
4. Александров, М. П. Тормозные устройства в машиностроении / М. П. Александров. - М. : Машиностроение, 1965. - 550 с.
5. Бухарин, Н. А. Тормозные системы автомобилей / Н. А. Бухарин. - М. : Машгиз, 1950. - 130 с.
6. Мамити, Г. И. Проектирование тормозов автомобилей и мотоциклов / Г. И. Мамити. - Минск : Дизайн ПРО, 1997. - 111 с.
7. Пат. 7513339 US, МПК F 16 D 55 / 08. Pneumatically AND/OR electromechanically actuated disc brake for a utility vehicle / Franz-Josef Birkeneder ; Knorr-Bremse Systeme fuer Nutzfahrzeuge GmbH ; заявл. 21.11.07 ; опубл. 05.06.08. - 5 с.
8. Галай, Э. И. Повышение эффективности электропневматических тормозов поезда / Э. И. Га-лай. - Гомель : БелГУТ, 2002. - 182 с.
9. Кутьков, Г. М. Тракторы и автомобили. Теория и технологические свойства / Г. М. Кутьков. -М. : КолосС, 2004. - 504 с.
10. Пат. 2009 / 135658 WO, МПК F 16 D 55 / 22, F 16 D 55 / 226, F 16 D 55 / 228. Hydraulic disc brake and method for controlling the same / E. Baumgartner, J. Pericevic ; Knorr-Bremse Systeme fuer Nutzfahrzeuge GmbH ; заявл. 06.05.09 ; опубл. 12.11.09. - 17 с.
11. Решетов, Д. Н. Детали машин / Д. Н. Решетов. - М. : Машиностроение, 1975. - 340 с.
12. Пат. 7610998 US, МПК F 16 D 55 / 08, G01B 7 / 30. Disc brake / J. Baumgartner, G. Gschos-smann ; Knorr-Bremse Systeme fuer Nutzfahrzeuge GmbH ; заявл. 24.04.06 ; опубл. 04.06.07. - 7 с.
13. Ким, В. А. Методология создания адаптивных САБ АТС на основе силового анализа : монография / В. А. Ким. - Могилев : Белорус.-Рос. ун-т, 2003. - 346 с.
14. Forster, H.-J. Der Fahrzeugfuhrer als Bindeglied zwischen Reifen, Fahrwerk und Fahrbahn / H.-J. Forster. - Berichte : VDI, 1991. - 916 p.
16. Habib, M. Lateral motion control for intelligent transport system / M. Habib, G. Auda // Proc. of AVEC Conference. - 1998. - № 9. - P. 375-381.
17. Беляев, В. М. Проектирование тормозных систем автомобиля. Ч. 1 : Тормозная динамика автомобиля. Тормозные механизмы / В. М. Беляев, В. Г. Иванов, Л. А. Молибошко. - Минск : БГПА, 2000. - 47 с.
18. Пат. 1296494 Великобритания, МКИ 60 Т 8 / 00. Antiskid braking systems / Daimler-Benz AG (ФРГ). - № 95742105 ; заявл. 01.03.70 ; опубл. 21.03.72. - 18 с. : ил.
19. Пат. 2363869 РФ, МПК F 16 D 55 / 092, F 16 D 55 / 226. Дисковый тормоз / Йе. Стенссон, Ст. Сандберг ; заявитель и патентообладатель Хальдекс Брейк Продактс АБ ; заявл. 07.03.07 ; опубл. 10.08.09. - 16 с.
Статья сдана в редакцию 21 марта 2012 года
Александр Сергеевич Мельников, канд. техн. наук, доц., Белорусско-Российский университет. Тел.: 8-029-695-88-06. E-mail: f_av@bru.mogilev.by.
Игорь Сергеевич Сазонов, д-р техн. наук, проф., Белорусско-Российский университет. Тел.: 8-0222-26-61-00. E-mail: f_av@bru.mogilev.by.
Валерий Андреевич Ким, д-р техн. наук, проф., Белорусско-Российский университет. Тел.: 8-0222-26-33-71. E-mail: f_av@bru.mogilev.by.
Aleksandr Sergeyevich Melnikov, PhD, Associate Professor, Belarusian-Russian University. Tel.: 8-029-695-88-06. E-mail: f_av@bru.mogilev.by.
Igor Sergeyevich Sazonov, DSc, Professor, Belarusian-Russian University. Tel.: 8-0222-26-61-00. E-mail: f_av@bru.mogilev.by.
Valery Andreyevich Kim, DSc, Professor, Belarusian-Russian University. Tel.: 8-0222-26-33-71. E-mail: f_av@bru.mogilev.by
