МЕТОДИКА ПРОЕКТИРОВАНИЯ ТОРМОЗНОГО МЕХАНИЗМА БАРАБАННО-КОЛОДОЧНОГО ТИПА Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

Герасименко Евгений Юрьевич, старший научный сотрудник, [email protected], Россия, Санкт-Петербург, Военно-космическая академия имени А. Ф. Можайского,

Сназин Александр Андреевич, канд. техн. наук, старший научный сотрудник, [email protected], Россия, Санкт-Петербург, Военно-космическая академия имени А. Ф. Можайского,

Шевченко Артем Васильевич, канд. техн. наук, начальник отдела, [email protected], Россия, Санкт-Петербург, Военно-космическая академия имени А. Ф. Можайского

MATHEMATICAL MODELING ELECTRO-GAS DYNAMIC PROCESSES IN THE COMBUSTION

CHAMBER OF A LIQUID ROCKET ENGINE

E.Y. Gerasimenko, A.A. Snazin, A.V. Shevchenko

The article describes a mathematical model and presents the results of modeling of electro-gas-dynamic processes in the chamber of a liquid rocket engine at various component ratios and pressures in the chamber. A comparison of simulation results with experimental data and results obtained by other authors is presented.

Key words: liquid rocket engine, electro-gas dynamic processes, diagnostic methods, mathematical modeling.

Gerasimenko Evgeny Yuryevich, senior researcher, gerasimenko _evge@,mail. ru Russia, Saint-Petersburg, A.F. Mozhaisky Military Space Academy,

Shevchenko Artem Vasilyevich, candidate of technical sciences, head of department, [email protected], Russia, Saint-Petersburg, Military Space Academy named after A.F. Mozhaisky,

Snazin Aleksandr Andreevich, candidate of technical sciences, senior researcher, [email protected], Russia, Saint-Petersburg, Military Space Academy named after A.F. Mozhaisky

УДК 629.1.01

DOI: 10.24412/2071-6168-2022-8-334-343

МЕТОДИКА ПРОЕКТИРОВАНИЯ ТОРМОЗНОГО МЕХАНИЗМА БАРАБАННО-КОЛОДОЧНОГО ТИПА

П.А. Поляков

В статье приводится алгоритм методики расчета эксплуатационных свойств тормозных механизмов барабанно-колодочного типа. Алгоритм учитывает связь между параметрами эффективности и энергоемкости фрикционного узла и эксплуатационными параметрами узла охлаждения. Методика базируется на методе структурно-параметрического синтеза для выбора структуры и режима охлаждения тормозного механизма. В ходе апробации методики были рассчитаны эксплуатационные критерии фрикционных узлов барабанно-колодочных тормозов различных компоновок. Значения максимального тормозного момента тормозного механизма компоновки Duo-Servo больше на 47,6% в сравнении с тормозным механизмом компоновки Simplex. Общая энергоемкость тормозного механизма компоновки Duo-Servo больше на 28,3% в сравнении с тормозным механизмом компоновки Simplex. Согласно полученным значениям перепада температур рекомендована установка внештатного узла охлаждения с обеспечением принудительного режима отвода тепла.

Ключевые слова: тормозной механизм барабанно-колодочного типа, Simplex, Duo-Servo, узел охлаждения, тормозной момент, структурно-параметрический синтез.

Современные исследования, проводимые в области транспортного машиностроения, сконцентрированы на поиске оптимизированных конструкций тормозных механизмов, стремящихся уменьшить габаритные размеры или усовершенствовать систему управления тормозной

334

системы в целом. Но, к сожалению, до сих пор не решена проблема неравномерности работы тормозных механизмов на различных режимах и стадиях эксплуатации транспорта. Неравномерность работы имеет достаточно четкие критерии: нестабильность тормозного момента, распределение контактного давления разноименное значение линейного износа по площади фрикционной накладки и распределение температуры на поверхности контактирующих площадок. Последние два критерия взаимозависимы и являются следствием первых двух основных критериев. Рассмотрим работы, проводимые различными исследователями в этой области.

В работе [1] представлена динамическая модель тележки вагона с дисково-колодочным тормозом. В результате математической модели были рассчитаны ускорения тормозного диска и колодки во вращающемся и тормозном режимах в зависимости от частоты колебаний. Необходимо отметить, что отдельного рассмотрения динамических моделей дисково-колодочных тормозных механизмов различных конструктивных схем не проводилось. Помимо клещевого механизма, используемого для отечественного состава существует еще и привод непосредственного воздействия на рабочие поверхности тормозного диска, которые применяются на западных образцах подвижного состава и на автомобильном транспорте. Необходимо учитывать также, что современные тормозные колодки являются составными из основания и наносимого фрикционного материала, в отличие от цельнолитых чугунных колодок.

В работе [2] исследуется тормозной момент различных материалов фрикционных накладок и тормозных дисков на поездах при экстренном торможении. В этой работе проводилось влияние фракционного состава материала накладок на влияние способности теплоотдачи от нагретых поверхностей. Оценка температур на поверхности с оптимизированным фракционным составом материала незначительно увеличила жизненный цикл тормозного диска.

В работе [3] представлена оптимизация профиля кулачка электрогидропривода дис-ково-колодочного тормозного механизма. В качестве параметра отклика было выбрано нарастание давления в гидроприводе за время срабатывания. К сожалению, в данной работе не показана функция влияния входного давления в гидроприводе на распределение контактного давления по площадке контактирующих поверхностей. Помимо этого нет связи между давлением в приводе, коэффициентом усиления на соотношения конструктивных размеров тормозной колодки и рабочих поверхностей тормозного диска.

Исследователи в своей работе [4] представили экспериментальные испытания тормозного механизма железнодорожного транспорта, о влиянии шероховатости поверхности на значение коэффициента трения. Результаты показали, что интенсивность и частота скольжения пар определяются значениями жесткости касательного контакта (кО, объемной жесткости (кь), скорости скольжения и разности (Лц) между статическим (цл) и кинетическим коэффициентами (цк) трения. Помимо влияния на скорости скольжения технологические параметры поверхности оказывают влияние на распределение контактного давления по площади взаимодействующих поверхностей. Целесообразно было бы рассмотреть влияние параметров макроповерхностей на распределение контактного давления и как следствие на поверхностную температуру.

Исследование [5] было посвящено определению износа фрикционных накладок с фе-нольной смолой, модифицированной кремнием или бор - фосфором (В-Р). Среди трех фрикционных материалов, исследованных в этой работе, фрикционный материал, содержащий модифицированную смолу В-Р, показал лучшую износостойкость и устойчивость к трению. Материаловедение фрикционных элементов тормозного механизма ограниченно лишь применением связующих материалам по ограничениям теплостойкости, при условии сохранения материалов абразивных материалов.

В работе [6] был проведен многофакторный анализ всех входящих параметров в трибо-систему «тормозной диск-колодка» с определением выхода в зависимости от каждого фактора. На основании проведенных исследований была разработана математическая модель влияния совокупности факторов на шумы, возникающие в результате торможения.

Статья [7] посвящена исследованию оценки визга тормозов. Рассматриваются измерения параметров компонентов системы «тормозной диск-колодка», таких как демпфирование тормозных колодок, режим вращения тормозного диска в плоскости, коэффициент трения, влагопо-глощение и упругие константы материала облицовки, а также жесткость контакта.

Методика расчета эксплуатационных параметров тормоза барабанно-колодоч-ного типа. На основании проведенного анализа литературных источников необходимо сформулировать требования для разрабатываемой методики расчета.

К требованиям необходимо отнести следующие критерии:

- универсальность расчетов тормозных механизмов различных компоновок;

- связь между параметрами взаимодействия пар трения с критериями термогенерации и теплопередачей.

Первое требование обеспечивает применение методики расчетов эксплуатационных параметров тормозов с различными расчетными схемами и конструктивными параметрами. Второе требование обеспечивает подход комплексного решения задачи проектирования или оценки эксплуатационных параметров, которой должна обладать методика проектирования.

Алгоритм методики расчета барабанно-колодочного тормоза представлен на рис. 1.

Первоначальный этап расчетов начинается с задания исходных данных оценки параметров эксплуатационных параметров взаимодействующих пар трения. Исходные данные подразделяются на конструктивные (внутренний диаметр тормозного барабана ширина рабочей поверхности фрикционной накладки В, угол обхвата фрикционной накладкой тормозного барабана ©) и на эксплуатационные (усилие привода тормозного механизма Рп, начальная угловая скорость тормозного барабана перед процессом торможения ю, коэффициент трения материала фрикционной накладки/). Если углы обхвата самоприжимной и самоотжимной тормозных колодок различаются между собой, то необходимо задать два значения (01 и ©2). Усилие привода задается с учетом передаточного числа механизма привода тормозной системы.

Вторым этапом необходимо произвести расчет распределения нормальной нагрузки и тормозного момента по длинам самоприжимной и самоотжимной тормозных колодок в зависимости от угла обхвата фрикционной накладкой тормозного барабана Рш=Д©г), Ро.=/ (©г), Мтш=Д©г), Мтог=/(©г).

Зависимости для определения нормальных усилий в трибоконтакте тормоза представлены в работе [8].

Рис. 1. Алгоритм методики расчета эксплуатационных параметров тормозного механизма барабанно-колодочного типа

Используя внутренний диаметры тормозного барабана и коэффициент трения, тормозные моменты в г-ом значении угла обхвата © определяются из зависимостей: для самоприжимной тормозной колодки

М Тт =

Р

2 п

(

1+Л^г - /сол т

(солР - Л^Р)

(лтр + /0солР)

„ . „ (солР - /0лшВ) (солР - /0лшВ)

сол ©,. + / лт©.. - / сол ©^-—--Ц + sin©^-—--Ц

1 ' 1 ' 1 ( + /осолр) ' (sinp + /осолр)

для самоотжимнои тормозной колодки

(

(/0совР + sin в)

(+ sin в)

МТо,- =-

( в + / ■ в --/п™^-Л™ У 7 в + . . в (cosв + /о sin в) (¡в + /о^тв)

/ cos 0,. - sin 01 - / cos 0

+ sin 0

(ф - /osinв)

(2)

(sin в + Л^в) ' (ш в + )

где / /о, /П - коэффициенты трения между рабочими парами тормоза, между опорой и тормозной колодкой, между приводом и тормозной колодкой, соответственно; в, у - углы приложения реакции опоры, приводного усилия, соответственно, град.

После определения основного эксплуатационного критерия эффективности тормоза, а именно тормозного момента, в дальнейшем необходимо оценить другие критерии эффективности фрикционного узла. Коэффициенты стабилизации (Кст) и перепада тормозного момента (К™) по длине тормозных колодок рассчитываются, исходя из зависимостей:

Кст =-

М.

Тср

М

Кпт. =

Ттах

МТт11

МТ

(3)

(4)

где Мтср, Мттах, Мтшт - среднее, максимальное и минмальное значения тормозного момента тормозного механизма, Нм.

Перед началом этапа расчета параметров энергоемкости фрикционного узла тормозного механизма необходимо задаться технологическими параметрами материала тормозного барабана (теплоемкость с, теплопроводность X, плотность р, коэффициент распределения теплового потока между взаимодействующими парами трения Отм) и временем взаимодействия тормозного барабана и накладки Тт.

Третий этап заключается в определении температуры непосредственного фрикционного контакта тормозного механизма:

2^ ОтМ

Т = Т0+-

Тср

ю

ЛнлДф

(5)

где Афн - суммарная площадь фрикционных накладок, м2.

После определения температуры в зоне непосредственного трибоконтакта при соприкосновении с внешней средой температура на рабочей поверхности тормозного барабана имеет потери, которые описываются по следующему закону:

Тб (т) = Т

( -Арп+Амп)т __ ^

1 - е тмэс 0

( К1((,п + Амп) Л

-- Т0

тмэс 1

(6)

V у

где Т, - температуры непосредственного фрикционного контакта тормозного механизма в конце .-го цикла торможения, К; К - коэффициент теплопередачи от рабочих поверхностей тормозного барабана, Вт/(м2 К); Арп, Амп - площади рабочих и матовых поверхностей тормозного барабана, м2; п - количество циклов торможения; тмэ - масса металлического элемента, кг.

Коэффициент теплопередачи определяется из условия многослойной тепловой модели металлического фрикционного элемента, которым является и тормозной барабан (рис.2).

Основной критерий энергоемкости фрикционного узла является общая энергоемкость:

(7)

Т

Коэффициент теплопередачи от рабочей поверхности тормозного барабана К:

К -1-

(8)

В + й в [360 -0] + 5„ X Хп

1

+ —

Коэффициент теплоотдачи а1 определяется исходя из скорости и температуры воздушного потока внешней среды, представленной на рис. 3.

5,м

т. к

Рис. 2. Схема разработанной тепловой модели «тормозной барабан - внешняя среда»: qг - генерируемый тепловой поток; qрп, qнп - тепловые потоки, отводимые во внешнюю среду от рабочих и нерабочих поверхностей; аг, а2 - коэффициенты теплоотдачи от пограничных слоев рабочих и нерабочих поверхностей, тормозного барабана; и и исп - величины продольных скоростей потока воздуха, омывающего рабочие и нерабочие поверхности; Стб и Соб - значение расходов охлаждающего воздуха,

омывающего внутренние и наружные поверхности тормозного барабана; Тоб - температура на наружной поверхности обода тормозного барабана; Тпрп, Тпоб - температуры на границах приповерхностных слоев рабочих и нерабочих поверхностей тормозного барабана и пограничного слоя внешней среды; Твпс, Т'впс - температуры на границе вязкого и переходного подслоев пограничного слоя на обеих поверхностях тормозного барабана; Тппс, Т'ппс - температуры на границе переходного подслоя пограничного слоя и свободно текущего воздушного потока на обеих поверхностях тормозного барабана; То, То - температура омывающего потока

воздуха нерабочие и рабочие поверхности тормозного барабана; доб - толщина обода тормозного барабана; дпрп, дпоб - толщина приповерхностных слоев обеих поверхностей тормозного барабана; дп - толщина пограничного слоя; дэ, дд - толщина теплового и диффузионного пограничных слоев внешней среды; Япрп, Япоб - термическое сопротивление приповерхностных слоев рабочей и нерабочей поверхностей тормозного барабана; вг, в2 - перепад температур от рабочей и нерабочей поверхностей

во внешнюю среду

Вт/(н

60

'•К! 55 50 И

ио 35 30 25 20 п 10 5

1 \

Т: = 2 73'к

Г,

<• т,=зоз-к

4 =293'К __

/ >У .и г к N

ф N г То' из к

- -г. 338 •к

I г 3 4 5 6 7

9 10 11 12 13

Н 15 , м/с

Рис. 3. Зависимость коэффициента теплоотдачи аг от поверхностей от скорости обтекающего воздушного потока и при различных температурах внешней среды То

Перепад температуры по толщине от рабочих поверхностей до наружной поверхности обода тормозного барабана определяется из следующей зависимости:

_ К^о

ет = N , (9)

где N1 - коэффициент, зависящий от критерия Био и определяемый из графической зависимости [9]; К2 - коэффициент теплопередачи от наружной поверхности тормозного барабана во внешнюю среду, Вт/(м2 К); Fo - число Фурье, определяющий процесс нагревания рабочей

поверхности тормозного барабана; тх - суммарное время торможения за несколько циклов, с; а - температуропроводность материала тормозного барабана, м2/с.

Из условия многослойной тепловой модели коэффициент теплоотдачи от наружной поверхности обода тормозного барабана:

К2 =-1-. (10)

2 2пВ 5э 1

-+ — + —

360Х Хп а2

Коэффициент теплоотдачи от наружной поверхности будет определяться из значений температуры и скорости воздушного потока согласно номограмме (рис. 4).

Температура на наружной поверхности обода тормозного барабана определяется из зависимости:

(11)

Рис. 4. Зависимость к оэффициента т еплоотдачи от наружной

поверхностей обода тормозного барабана а2 о т скорости протекающего

воздушного потока п ри температурах внешней среды То

Тепловой поток от наружной поверхности обода тормозного барабана определяется по

формуле:

Чб = -А. (12)

Как и в методе проектирования тормозного механизма дисково-колодочного типа [10], методика проектирования фрикционного узла и узла охлаждения барабанно-колодочного тормоза базируется на методе структурно-параметрического синтеза. Структурно-параметрический синтез определяет структуру узла и режим охлаждения тормозного механизма барабанно-коло-дочного типа (табл. 1). Определяющим критерием является перепад температур по толщине обода тормозного барабана.

Таблица 1

Диапазон перепада температур между рабочими поверхностями _и наружной поверхностью тормозного барабана_

Режим охлаждения Узел охлаждения Перепад температур по толщине тормозного барабана вт после 5с охлаждения

Вынужденный Оребренная поверхность обода тормозного барабана 0,01-0,4

Принудительный Устанавливаемая система охлаждения более 0,4

?;б=ет (Ттб - Т0)+То.

к.

1 2 3 А 5 6 7 3 9 10 11 12 13 К 15

о,, м/с

При вынужденном режиме охлаждения определяется площадь охлаждения:

А =-^--А (13)

о /гт, ГГ \ ^п-

а2 (об - Т0 )

При принудительном режиме охлаждения необходимо рассчитать эксплуатационные характеристики дополнительного узла охлаждения тормозного механизма барабанно-колодоч-ного типа.

В качестве исходных данных для внештатной системы принудительного охлаждения необходимы входное давление воздушного потока рвх и количество каналов воздухоподачи Пв.

Скорость воздушного потока, протекающего через внутреннюю полость тормозного барабана, рассчитывается по формуле:

v =

2 (Рвх - Ро )

(14)

Рв

где рв - плотность воздушного потока, кг/м3; ро - атмосферное давление, Па.

Из номограммы (рис. 4) выбирается коэффициент теплоотдачи от рабочих поверхностей обода тормозного барабана.

В завершении методики проектирования проводится расчет расхода воздуха, протекающего через полость тормозного механизма [11]:

Gp = пв

2 gdB

RTBX RT

-1 ph . (d - 2h . ) твих^ mi^ в min /

(15)

RTвх А

+ (Ссп + ^кин )

RTв,

я©

фн

[2dвh

- h

2

min

-+ ^в:

360

RTb,X А2

1ЫХ

где рв-ых - давление воздуха на выходе из полости тормозного механизма, МПа; R - газовая постоянная; Авх, Авых - площади входного и выходного отверстий системы принудительного охлаждения, м2; Твх, Твых - температура входящего и выходящего воздушного потока из полости тормозного механизма, К; рвых - давление выходящего воздушного потока из полости тормозного механизма, МПа; §вых, £,вихр, £,кин - коэффициенты выходного сопротивления, сопротивления на вихреобразование, сопротивление на нагрев воздушного потока.

Результаты расчета эксплуатационных параметров фрикционного узла и узла охлаждения. Для проверки универсальности методики проектирования необходимо рассчитать серийные тормозные механизмы барабанно-колодочного типа компоновок Simplex и Duo-Servo, устанавливаемых на грузовых автомобилях (табл. 2). Отличием конструктивных параметров компоновок тормозов барабанно-колодочного типа заключается в угле приложения реакции опоры.

Таблица 2

Результаты расчетов эксплуатационных параметров тормоза барабанно-колодочного

Исходные параметры Результаты расчетов

Параметры прижимающий механизм Параметры прижимающий механизм

Simplex Duo-Servo (серийный) (серийный) Simplex (серийный) Duo-Servo (серийный)

©, град. 160 расчет эксплуатационных параметров рабочих поверхностей

в, град. 0 | 20 max Pnj, кН 49,6 114,4

Y, град. 25 min Ры, кН 2,07 4,66

Рп, кН 14,5* max Poi, кН 87,7 167,5

dB, м 0,396 min Poi, кН 15,3 10,8

тт, с 1,1 1,3 1,6 1,8 2,1 max Мп,Нм 4854,2 9270,1

То, с 0,1 0,11 0,16 0,18 0,22 min МТьНм 114,7 258,4

В, м 0,056 МТср, Нм 762,1 1235,3

5, м 0,012 Кст 0,16 0,13

f 0,3 Кптм 0,023 0,028

ю, с-1 41,7 q„ Вт 31779,6 51512

^тм 0,94 К1,Вт/м2 К 2,53

и, м/с 0,3 Т, К 465,8 573,5

aj, Вт/м2 К 3 Ттб, К 396,6 460,9

Fo 0,4 ЕТ, Вт/К 80,2 111,8

Bi 18 расчет эксплуатационных параметров узла охлаждения

и„ м/с 8 6т 0,42

a2, Вт/м2 К 40 Тоб, К 336,0 295,8

Пв 6 доб, Вт 13220,8 12739,5

Кг, Вт/м2 К 5,4

Структура узла охлаждения Система принудительного охлаждения

и /, м/с 15 К/1,Вт/м2 К 12,5

a/1, Вт/м2 к 53 т', К 392 453,5

Примечание: * тормозное усилие со стороны привода тормозного механизма с учетом передаточного числа разжимного механизма Т 7тб, К 299,9 304,8

0/т 0,71

Т 7об, К 297,9 300,9

Е /Т, Вт/К 105,9 169,3

G„, м3/с 0,00061

Величина максимального тормозного момента тормозного механизма компоновки Duo-Servo больше на 47,6%, чем у серийного тормоза компоновки Simplex. Минимальное значение тормозного момента тормозного механизма компоновки Duo-Servo больше на 55,6%, чем барабанно-колодочного тормоза компоновки Simplex.

Помимо тормозного момента были рассчитаны другие критерии эффективности фрикционного узла:

- коэффициент стабилизации (А"ст=0,13)для компоновки Duo-Servo меньше на 18,7%, чем для компоновки Simplex;

- коэффициент перепада тормозного момента (К"птм=0,028) для компоновки Duo-Servo больше на 17,9%, чем для компоновки Simplex.

Общая энергоемкость тормозного механизма компоновки Duo-Servo больше на 28,3% в сравнении с серийным тормозным механизмом компоновки Simplex.

На основании полученного значения перепада температур по толщине был выбран режим принудительного охлаждения с системой подачи хладоагента в зазор между рабочими парами тормозного механизма. Исходя из изменившейся скорости воздушного потока внутри полости тормозного механизма и коэффициента теплоотдачи от рабочих поверхностей, были пересчитаны основные параметры энергоемкости тормозного механизма.

Заключение. Разработана методика расчета эксплуатационных параметров фрикционного узла тормозного механизма и его узла охлаждения, базирующаяся на методе структурно-параметрического синтеза. По проведенному анализу расчетов эксплуатационных параметров барабанно-колодочных тормозов компоновок Duo-Servo и Simplex были получены следующие сравнительные результаты. Значения максимального и минимального тормозных моментов, коэффициент перепада тормозного момента и общая энергоемкость тормозов компоновки Duo-Servo больше величин для тормозных механизмов барабанно-колодочного типа компоновки Simplex. Но при этом значение коэффициента стабилизации для компоновки Duo-Servo меньше, чем для компоновки Simplex.

Разработанная методика расчета эксплуатационных параметров тормозов барабанно-колодочного типа обладает универсальностью и комплексным подходом, обеспечивающим взаимосвязь между параметрами взаимодействия пар трения, процессами теплогенерацией и тепло-отводом от нагретых поверхностей тормозного механизма.

Список литературы

1. Балон Л.В., Яицков И.А. Перспективы развития тормозных систем грузового подвижного состава нового поколения // Транспорт-2005: труды Всероссийской научно-практической конференции: в 2 частях, Ростов-на-Дону, 01-31 мая 2005 года / Ростовский государственный университет путей сообщения. Ростов-на-Дону: Ростовский государственный университет путей сообщения, 2005. С. 258-261.

2. Roussette O. Etude tribologique de couples de materiaux sous sollicitations de freinage tres severes Thesis for: PhD Advisor Gérard Degallaix, Yannick Desplanques. 2005. 189 p.

3. Оптимизация профиля кулачка тормозной системы автомобиля / П.А. Поляков, Е.А. Полякова, Н.А. Задаянчук [и др.] // Механика, оборудование, материалы и технологии: Электронный сборник научных статей по материалам третьей международной научно-практической конференции, Краснодар, 29-30 октября 2020 года. Краснодар: ООО «Принт Терра», 2020. С. 11751180.

4. Lee S.M., Shin M.W., Lee W.K., Jang H. The correlation between contact stiffness and stick-slip of brake friction materials, 2013. Wear 302. P. 1414-1420. DOI: 10.1016/j.wear.2012.12.017.

5. Hong U.S., Junga S.L., Choa K.H., Choa M.H., Kimb S.J., Janga H. Wear mechanisms of multiphase friction materials with different phenolic resin matrices, 2009. Wear 266. P. 739-744. DOI: 10.1016/j.wear.2008.08.008.

6. Hiller M.B. Correlation between Parameters of the Tribosystem and Automotive Disc Brake Squeal, 2021.

7. Chen F., Abdelhamid M.K., Blaschke P., Swayze J. On automotive disc brake squeal part III: Test and evaluation. SAE 2003-01-1622, 2003. DOI:10.4271/2003-01-1622.

8. 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(126). С. 39-50.

9. Поляков П.А. Распределение температурного поля по толщине тормозного диска // Сборка в машиностроении, приборостроении. 2021. № 11. С. 506-512. DOI 10.36652/0202-33502021-22-11-506-512.

10. Поляков П.А. Метод проектирования тормозного механизма дисково-колодочного типа с использованием структурно-параметрического синтеза тормозного механизма // Сборка в машиностроении, приборостроении. 2021. № 12. С. 547-555. DOI 10.36652/0202-3350-2021-2212-547-555.

11. Поляков П.А. Повышение эффективности тяжелонагруженных фрикционных узлов тормозных устройств: специальность 05.02.02 «Машиноведение, системы приводов и детали машин»: диссертация на соискание ученой степени кандидата технических наук / Поляков Павел Александрович. Краснодар, 2013. 157 с.

Поляков Павел Александрович, канд. техн. наук, доцент, [email protected], Россия, Ростов-на-Дону, Ростовский государственный университет путей сообщения, Краснодар, Кубанский государственный технологический университет

METHOD OF DESIGNING A DRUM TYPE BRAKE MECHANISM

P.A. Polyakov

The article presents an algorithm for calculating the operational properties of drum-and-pad type brake mechanisms. The algorithm takes into account the relationship between the parameters of the efficiency and energy intensity of the friction unit and the operational parameters of the cooling unit. The method is based on the method of structural-parametric synthesis for selecting the structure and cooling mode of the brake mechanism. During the approbation of the methodology, the operational criteria offriction units of drum-pad brakes of various layouts were calculated. The values of the maximum braking torque of the brake mechanism of the Duo-Servo layout are 47.6% higher in comparison with the brake mechanism of the Simplex layout. The total energy consumption of the brake mechanism of the Duo-Servo layout is 28.3% higher compared to the brake mechanism of the Simplex layout. According to the obtained values of the temperature difference, it is recommended to install an off-site cooling unit with the provision of a forced heat removal mode.

Key words: drum-and-pad type brake mechanism, Simplex, Duo-Servo, cooling unit, braking torque, structural-parametric synthesis.

Polyakov Pavel Alexandrovich, candidate of technical sciences, docent, [email protected], Russia, Rostov-on-Don, Rostov State University of Railways, Krasnodar, Kuban State Technological University