Барабанні гальмівні механізми автотранспортних засобів

Барабанні гальмівні механізми автотранспортних засобів

Реферат

О’бєкт дослідження - барабанні гальмівні механізми автотранспортних засобів.

Магістерська робота присвячена дослідженню барабанних гальмівних механізмів колісних дорожніх машин з метою підвищення їх коефіцієнта ефективності і оцінки температурного режиму.

У досліджені використаний метод підвищення параметричної оптимізації, чисельні методи з використання ПК та метод скінчених елементів.

Розроблені математичні моделі для аналізу функціональних характеристик різних типів барабанних гальмівних механізмів. Проведена параметрична оптимізація згаданих гальмівних механізмів і визначені такі їх параметри, при яких гальмівний момент збільшується на 17-23% при незмінній конструктивній схемі і незмінних габаритах гальмівних механізмів.

Дослідження гальмівного стану барабанних гальмівних механізмів проводилось з використання методу скінчених елементів та програмного комплексу Ansys. Отримані залежності зміни температури в часі у різних елементах і різних січеннях гальмівного механізму, а також ізотерми, що відповідають закінченню попереднього етапу випробувань гальмівного механізму. З’ясовано, що максимальне значення температури в парі тертя становило 260˚С, що обгрунтовує необхідність використання металокерамічних фрикційних накладок. Це відповідає існуючим в літературі експериментальним даним, отриманим для цього гальмівного механізму.

Сформовані рекомендації щодо підвищення ефективності барабанних гальмівних механізмів колісних дорожніх машин, та запропонований давач для діагностування температурного режиму фрикційної накладки.

КОЛІСНА ДОРОЖНЯ МАШИНА, БАРАБАННИЙ ГАЛЬМІВНИЙ МЕХАНІЗМ, КОЕФІЦІЄНТ ЕФЕКТИВНОСТІ, ОПТИМІЗАЦІЯ, ТЕМПЕРАТУРА ПОВЕРХОНЬ ТЕРТЯ.

Зміст

Вступ

. Обгрунтування актуальності теми магістерської роботи, мета та задачі досліджень

. Розроблення математичних моделей для аналізу функціональних характеристик барабанних гальмівних механізмів

. Оптимізація барабанних гальмівних механізмів колісних дорожніх машин

. Дослідження температурного режиму та деформацій у барабанному гальмівному механізмі методом математичного моделювання

.1 Дослідження теплового стану гальмівних механізмів з використанням методу скінчених елементів

.2 Дослідження деформацій і температурного режиму барабанного гальмівного механізму з використанням програмного комплексу Ansys

.2.1 Методика створення 3D моделі барабанного гальмівного механізму

.2.2 Дискретизація моделі барабанного гальмівного механізму за допомогою комплексу Ansys

.2.3 Визначення деформацій і температурного режиму барабанного гальмівного механізму з використанням програмного комплексу Ansys

. Соціально-економічний ефект від підвищення ефективності гальмівних механізмів

. Охорона праці та техніка безпеки у надзвичайних ситуаціях

.1 Охорона праці

.2 Безпека у надзвичайних ситуаціях

Висновки

Література

Вступ

Метод скінченних елементів є одним з найбільш поширених методів розв'язання задач математичної фізики. Це пов'язано з великою універсальністю методу, що поєднує в собі кращі якості варіаційних та різницевих методів. До його безперечних досягнень відносяться можливість використання різноманітних сіток, порівняльна простота і однаковість способів побудови схем високих порядків точності в областях складної форми.

З огляду на безперервне зростання парку автотранспортних засобів (АТЗ) та покращання їх тягово-швидкісних властивостей, проблема підвищення безпеки руху набуває першочергового значення. Серед експлуатаційних властивостей АТЗ, які визначають активну безпеку конструкцій, одне з головних місць належить гальмівним властивостям. Найбільш нестабільну ланку гальмівної системи становить гальмовий механізм, на коефіцієнт стабільності якого значно впливає його тепловий стан. Тому вдосконалення теорії робочих процесів, конструкцій і режимів роботи гальмових механізмів АТЗ з метою мінімізації їх температурного режиму є одним з актуальних завдань у галузі підвищення ефективності цих механізмів.

Використання результатів цих досліджень забезпечило значне покращання тих експлуатаційних властивостей АТЗ, які визначаються досконалістю гальмових механізмів. Однак у розглянутих роботах відсутні точні аналітичні методи досліджень та розрахунку впливу конструктивних і режимних чинників на розподіл теплових потоків в елементах дискових гальмових механізмів. Це й визначає актуальність теми.

Розділ 1. Обгрунтування актуальності теми магістерської роботи, мета та задачі досліджень

Актуальність теми - стале зростання інтенсивності руху та покращення динамічних властивостей автотранспортних засобів (АТЗ) загострюють проблему підвищення безпеки на дорозі за рахунок розробки нових та удосконалення існуючих систем, які її забезпечують. Це безпосередньо стосується гальмівної системи, оскільки більшість дорожньо-транспортних пригод відбувається під час гальмування.

Відомо, що однією з основних умов ефективної та надійної експлуатації пар тертя барабанно-колодкових гальм (БКГ) АТЗ є їх робота в інтервалі температур, нижчих допустимої для матеріалів накладки. Тому роботи направлені на оцінку теплового стану поверхонь тертя БКГ є особливо важливими. Останнім часом, з метою оцінки нестаціонарних теплових процесів в парах тертя гальм шляхом комп’ютерного моделювання створено і активно використовується низка програмних комплексів (Nastran, Ansys).

Мета дослідження - розробити методи моделювання робочих процесів барабанних гальмівних механізмів і з’ясувати шляхи підвищення їх ефективності.

Задачі дослідження:

-    Аналіз конструктивних особливостей барабанних гальмівних механізмів та розробка їх конструктивних схем.

-        Розробка математичних моделей для дослідження функціональних характеристик барабанних гальмівних механізмів.

         Параметрична оптимізація барабанних гальмівних механізмів.

         Аналіз температурного режиму барабанного гальмівного механізму методом скінченних елементів.

         Розробити конструкцію давача для діагностування температурного режиму фрикційної накладки.

Розділ 2. Розроблення математичної моделі для аналізу функціональних характеристик барабанних гальмових механізмів

Для виявлення спектру домінуючих конструктивних рішень гальмових механізмів колісних дорожніх машин, оцінки еволюції та тенденцій розвитку окремих елементів гальмових механізмів був проведений ретроспективний аналіз багатьох моделей колісних дорожніх машин, поставлених на виробництво за 20 років у різних країнах світу. Згаданий аналіз показав, що тип гальмових механізмів, якими обладнуються дорожні машини, залежить від класу останніх. Що стосується колісних дорожніх машин середньої та великої мас, то для них домінуючими є пневматичний гальмовий привод (ПГП) та барабанні гальмові механізми (БГМ) (їх схеми наведені на плакаті 1) з чітко вираженою тенденцією розширення застосування дискових гальмових механізмів (ДГМ). Тому питання аналізу, оптимального синтезу та розробки конструкцій ПГП, БГМ та ДГМ залишаються актуальними.

До гальмових механізмів ставляться такі вимоги:

) висока ефективність, тобто здатність до створення гальмівного моменту, достатнього для гальмування колісної дорожньої машини з нормативною ефективністю при помірних приводних зусиллях;

) стабільність гальмівного моменту в умовах дії комплексу експлуатаційних чинників;

) помірний тиск і температурний режим у контакті фрикційних пар та висока довговічність останніх;

4) мінімальна різниця між питомими енергонавантаженостями пар тертя; 5) висока теплоакумулююча та теплорозсіююча здатність;

6) простота та технологічність конструкції;

) мала металоємність;

) пристосованість до автоматичної підтримки постійного зазору між поверхнями тертя;

) пристосованість до використання в якості стоянкового гальма;

) незначні інерційність та гістерезис;

) високий та стабільний механічний ККД;

) плавність дії та безшумність роботи;

) мала трудомісткість технічного обслуговування та ремонту;

) добрий захист від вологи та бруду.

Вимоги 1, 3, 6, 8, 9, 14 в більшій мірі задовольняють БГМ, а вимоги 2, 4, 5, 7, 10, 13 - ДГМ.

Питаннями розроблення методів розрахунку, а також теоретичного та експериментального дослідження робочих процесів БГМ займалися такі вчені як М.П. Александров, М.А. Бухарін, Б.Б. Генбом та ін. Методи функціонального розрахунку БГМ викладені в роботах [1, 2, 3], в яких розглянуті гальмові механізми різних конструкцій при різних законах розподілу тиску у фрикційному контакті. Аналізу стабільності характеристик цих гальм присвячені праці [3, 4], в яких запропоновані методи оцінки стабільності та її оціночні показники.

В праці [3] досліджувалися теплові процеси, проводилися теплові розрахунки і аналізувалися методи охолодження БГМ з широким залученням методів математичного та фізичного моделювання.

Результати досліджень режимів роботи, енергонавантаженості та енергоємності БГМ при експлуатації в міських і гірських умовах та при випробуваннях на автополігоні викладені в працях [3, 5].

На величину гальмівного моменту, що створюється БГМ, а також на закономірність зношування та довговічність фрикційних накладок впливає величина та характер розподілу тиску вздовж фрикційних накладок. Розрахунковий закон розподілу тиску залежить від припущення щодо податливості барабана і колодок з накладками. Об’єктивну інформацію щодо дійсного закону розподілу тиску можна одержати лише шляхом експериментальних досліджень конкретних гальмових механізмів. Дослідженнями встановлено, що закон розподілу тиску змінюється від синусоїдального до рівномірного і далі до косинусоїдального зі зміною приводного зусилля від мінімального до максимального значення, і також з’ясовано, що при застосуванні гальмових барабанів підвищеної жорсткості синусоїдальний закон розподілу тиску зберігається при широкому діапазоні приводних зусиль. В низці праць досліджено вплив жорсткості барабана, колодок і накладок, а також коефіцієнта тертя та кута охоплення на формування тиску в фрикційному контакті, з’ясована дискретність останнього, досліджено величину контурного тиску тощо. Оскільки міграція “п’ятен контакту” по поверхні накладки та величина тиску залежать від низки конструктивних та експлуатаційних чинників, то доцільно перейти до імовірнісних моделей розподілу тиску вздовж фрикційної накладки. Але для остаточного з’ясування цього питання необхідно набрати достатній об’єм експериментальної інформації та зробити її статистичну обробку.

Рівень збіжності розрахункових та експериментальних даних щодо функціональних характеристик БГМ залежить не тільки від прийнятого закону розподілу тиску, але, очевидно, і від співвідношення жорсткостей барабана, колодки і накладки конкретного БГМ, що спонукало вчених, для покращання збіжності, поряд з гіпотезою радіального розподілу навантажень запропонувати гіпотези їх паралельного розподілу та розподілу, що визначається характером переміщення колодок. З часом, в міру накопичення науково-практичного досвіду, з’ясується придатність та умови використання цих гіпотез.

В роботі [3] була запропонована методика уточненого функціонального розрахунку БГМ з кулачковим розтиском колодок, в якій, крім конструктивних параметрів, враховано також тертя в елементах опорно-розтискної системи, початкова нечутливість гальмового механізму і силового пневмоапарату та напрям повороту розтискного кулачка відносно напрямку обертання барабана. Формули, запропоновані різними авторами для функціонального розрахунку БГМ, відрізняються між собою, головним чином, повнотою врахування конструктивних і силових чинників, законом розподілу тиску та наявністю чи відсутністю залежностей для аналітичного визначення таких параметрів як умовний радіус тертя, кутове зміщення зони максимального тиску накладки тощо. В працях [3, 6] одержані залежності для функціонального розрахунку БГМ з колодками, що мають два ступені вільності (плаваючими колодками) з припущеннями та спрощеннями, які обґрунтовувались метою та задачами згаданих досліджень.

Метою викладеного нижче дослідження є одержання аналітичних залежностей для функціонального розрахунку БГМ з плаваючими колодками, які б враховували широку низку чинників і мали універсальний характер як з точки зору їх застосування для різних типів колодок, так і при довільних значеннях кутів нахилу поверхонь приводного та опорного штовхачів з метою проведення їх ефективного аналізу та параметричної оптимізації [7].

В процесі розроблення математичної моделі для функціонального розрахунку БГМ дуже важливо з’ясувати, яким є дійсний закон розподілу тиску вздовж фрикційної накладки. Про дійсний закон розподілу тиску вздовж накладки можна, певною мірою, судити за характером зношування останньої. Нами були проаналізовані результати досліджень щодо характеру зношувань фрикційних накладок 50 барабанних гальмових механізмів [3] і побудовані епюри розподілу усереднених значень зношувань U_н (рис. 2.1), які показують, що після завершення періоду припрацювання накладок характер зношування, а значить, і закон розподілу тиску близькі до синусоїдального. Зношування фрикційних накладок відбувається, головним чином, при тих значеннях приводних сил, які відповідають найчастіше реалізованим інтенсивностям гальмувань (згідно з дослідженнями доля службових гальмувань складає 90% від всіх гальмувань). Згідно з гістограмою [3] (рис. 2.2) середньостатистичне значення питомої гальмівної сили  при експлуатації дорожньої машини становить 0,11-0,12. Це відповідає приводним силам, які складають 18-20% від їх максимальних значень, що узгоджується з результатами раніше згаданих досліджень. Тому, при одержанні залежностей для функціонального розрахунку БГМ будемо використовувати, головним чином, синусоїдальний закон розподілу тиску вздовж фрикційних накладок.

Рисунок 2.1 - Епюри зношувань фрикційних накладок барабанних гальмових механізмів: 1) дійсні; 2) розрахункові

Рисунок 2.2 - Гістограми розподілу гальмувань колісної дорожньої машини за ефективністю при експлуатації влітку (а) та зимою (б)

Розглянемо методику одержання цих залежностей на прикладі гальмового механізму з плаваючими колодками (залежності для інших типів гальмових механізмів вже можна буде одержати як часткові випадки). Як і в усіх інших аналітичних методиках основними її етапами є складання рівнянь рівноваги колодок та інтегрування залежностей з врахуванням того чи іншого закону розподілу тиску вздовж накладки.

Елементарний гальмівний момент, що створюється однією колодкою (рис. 2.3)

Рисунок 2.3 - Розрахункова схема самопритискної колодки з двома ступенями вільності

При

                                                            (2.1)

де  - радіус поверхні тертя гальмового барабана;  - відповідно елементарні нормальна сила та сила тертя між накладкою і барабаном; b_ф - ширина фрикційної накладки;  - максимальний тиск в контакті барабана з накладкою;  - функція, що характеризує закон розподілу тиску вздовж дуги  накладки.

Рівняння рівноваги колодки ( при ):

    (2.2)

                         (2.3)

                         (2.4)

де Р_гк - приводна сила на гальмовій колодці;  - коефіцієнт тертя між колодкою та опорним і розтискним штовхачами.

          В цих виразах і надалі при наявності подвійного знака верхній стосується самопритискної колодки, а нижній - самовідтискної (використання цих термінів [3] взамін термінів “притискна” та “відтискна” колодки, обґрунтовується тим, що під дією елементів приводу обидві колодки притискаються до барабану, тобто вони обидві є “притискними”, але завдяки силам тертя між накладками і барабаном, одна з них ще додатково “самопритискається”, а друга - “самовідтискається” від барабана).

          При синусоїдальному законі розподілу тиску функція  відповідно для колодок з одним та двома ступенями вільності запишеться так:

                                                                       (2.5)

                                                              (2.6)

де _m - кут між віссю  та віссю максимального тиску.

Після інтегрування виразів (2.1) і (2.2) з врахуванням (2.6) та їх сумісного розв’язку, одержуємо

                                                                    (2.7)

де  - коефіцієнт ефективності гальмової колодки

                                                         (2.8)

В цій формулі:

                                  (2.9)

                                (2.10)

                                (2.11)

Кути охоплення  та несиметричності  визначаються залежностями:

Формулу для кута j_m одержуємо після інтегрування та сумісного розв’язку залежностей (2.3) і (2.4)

              (2.12)

де                                         (2.13)

                                                  (2.14)

                                                                        (2.15)

 (2.16)

Якщо втрати на тертя між штовхачем та напрямною в корпусі розтискного механізму, викликані нахилом опорної поверхні штовхача на кут  врахувати у зведених втратах розтискного механізму, то залежності (2.9) і (2.16) запишуться так:

                       (2.17)

                                                 (2.18)

Аналіз показав, що різниця між розрахунковими значеннями параметрів при користуванні формулами (2.9) і (2.16) чи (2.17) і (2.18) не виходить за межі 2%.

Формули (2.7)-(2.11) справедливі і для гальмових колодок, які мають один ступінь вільності, якщо в (2.10) і (2.11) прийняти ,тобто

                                                           (2.19)

                                                                    (2.20)

Такі ж вирази одержуємо після інтегрування залежностей (2.1) і (2.2) з врахуванням (2.5) та їх сумісного розв’язку. Якщо ж інтегрування згаданих залежностей здійснити при  то одержимо вирази для m_г і n_г у випадку гальмових колодок з одним ступенем вільності при рівномірному законі розподілу тиску вздовж накладки:

                                                                (2.21)

                                                                  (2.22)

Якщо приводна сила на гальмових колодках, що мають один ступінь вільності, створюється за допомогою циліндра, то  а якщо за допомогою розтискного кулачка, то

                                         (2.23)

де h_k1 - віддаль від осі розтискного кулачка до площини, що проходить через осі опор колодки; d_k - плече прикладання приводних сил від кулачка до колодок; f_k - зведений коефіцієнт тертя в системі кулачок - ролик - колодка.

Для спрощення виразів момент тертя між колодкою та опорним пальцем у залежності не вводиться і в подальшому враховується відповідним ККД. Певні силові втрати пов’язані також з подоланням зусилля відтяжних пружин гальмового механізму, зворотної пружини гальмової камери, а також з деформацією її діафрагми ( у випадку пневматичного приводу). Врахувати ці втрати можна ввівши у формулу відповідний коефіцієнт втрат [3], що має певні незручності для подальшого аналізу із-за нелінійності цього коефіцієнта, або ж зручнішим шляхом - через початкову нечутливість за тиском Р₀ яку можна визначити як аналітичним методом [8], так і експериментально. З врахуванням цього можна записати:

                                                                   (2.24)

                                                                    (2.25)

                                                (2.26)

де Q_шт - зусилля на штоці силового пристрою (гальмової камери чи пневмоциліндра); S_ес - ефективна площа силового пристрою;  - ККД, що враховує зменшення номінального значення S_ес (у випадку діафрагмової камери він залежить від характеру защемлення діафрагми і втрат на її деформацію, а у випадку циліндра - від втрат на тертя між ущільненням поршня і циліндра); Р_к - тиск робочого тіла в силовому пристрої; і_р - передатне відношення розтискного пристрою; М_г - гальмівний момент, що створюється гальмовим механізмом;  - коефіцієнт ефективності гальмового механізму, який формується на підставі наведених вище коефіцієнтів ефективності окремих колодок з врахуванням типу гальмового механізму [3];  - KKД, який враховує втрати на тертя в опорах гальмових колодок (для БГМ з клиновим розтиском приймається  оскільки ці втрати враховані в формулах для коефіцієнта );  і  - приводні сили відповідно на самопритискній та на самовідтискній колодках;  і М_Г0 - початкові ординати характеристик відповідно силового пристрою та гальмового механізму.

Після сумісного розв’язку наведених залежностей одержуємо:

                                                                   (2.27)

де                                                             (2.28)

                                                            (2.29)

Методика визначення параметрів і_р та  розглянута в роботі [3].

Для виконання проектного розрахунку гальмового механізму необхідно визначити приводні сили, параметри силового пристрою та тиск робочого тіла, використовуючи формулу (2.26) з підстановкою в неї необхідного значення максимального гальмівного моменту . При визначенні необхідних значень максимальних гальмівних моментів на передніх  та задніх  колесах потрібно забезпечити як нормативне сповільнення  машини, яке залежить від суми вказаних моментів, так і необхідну послідовність блокування коліс, яка впливає на стійкість руху дорожньої машини при гальмуванні і залежить від співвідношення гальмівних моментів (вказане співвідношення визначає величину коефіцієнта зчеплення , причому при  першими блокуються передні, а при  - задні колеса). Існуючі методи визначення необхідних значень гальмівних моментів не завжди задовольняють двом згаданим умовам одночасно.

Комплексну оцінку впливу різних методів визначення гальмівних моментів на реалізоване сповільнення та розподіл гальмівних сил між передніми та задніми колесами [9] будемо проводити за допомогою гальмівної характеристики машини, до складу якої входять залежності осьових та сумарної питомих гальмівних сил від тиску робочого тіла в силових пристроях або від зусилля на гальмовій педалі для трьох фаз процесу гальмування: 1 - без блокування коліс; 2 - з блокуванням коліс одного з мостів; 3 - з блокуванням всіх коліс.

В роботі [10] максимальні значення гальмівних моментів рекомендується визначати з умови зчеплення передніх та задніх коліс з дорогою при нормативному сповільненні . При цьому методі вибране із згаданого діапазону нормативне сповільнення буде забезпечуватись при максимальному тиску робочого тіла в силових пристроях, проте на всьому діапазоні значень коефіцієнта зчеплення коліс з дорогою першими блокуватимуться передні колеса. Через це даний метод може бути застосований лише в частковому випадку, коли  (де  - прискорення вільного падіння) і непридатний для визначення гальмівних моментів при іншому необхідному значенні (для колісних дорожніх машин, згідно з [11, 12], ).

В роботі [13] вибір  і  рекомендується здійснювати з умови забезпечення їх раціонального розподілу між передніми та задніми колесами. При цьому значення  пропонується вибирати в середині діапазону зміни коефіцієнта  з метою підвищення коефіцієнта використання сил зчеплення з дорогою. Максимальне сповільнення, що реалізується у цьому випадку при граничному значенні тиску робочого тіла в силових пристроях, можна розрахувати за формулою

                                                           (2.30)

де  - максимальне значення коефіцієнта зчеплення коліс з дорогою.

Розглянемо дорожню машину з наступними координатами центра мас: =1,2 м; =1,3 м; =1 м. При  і  одержуємо , що (з врахуванням необхідності мати деякий запас по ефективності, про який йтиметься далі) не задовольняє вимоги нормативних документів (5 м/с²), причому в деяких роботах йдеться про необхідність підвищення сповільнення у зв’язку з ростом швидкостей дорожніх машин ( в роботі [14] наголошується на необхідності підвищення максимального сповільнення до 7...9 ).

Таким чином, розглянутий метод для деяких дорожніх машин (особливо, з високим значенням відношення ) не забезпечує досягнення нормативного сповільнення. Для таких машин єдиним резервом для досягнення нормативного сповільнення є збільшення гальмівної сили на передніх колесах при заблокованих задніх. Так пропонується моменти  і  визначити на підставі розрахункового значення коефіцієнта зчеплення . При цьому, як і у попередньому випадку, до початку блокування задніх коліс реалізується сповільнення , але у даному разі існує можливість його росту за рахунок збільшення використання сил зчеплення передніх коліс з дорогою, яке, при максимальному тиску робочого тіла, можна розраховувати за формулою

                                              (2.31)

де L - база машини; x₁- коефіцієнт, що характеризує зменшення коефіцієнта  внаслідок блокування коліс.

Для згаданої вище колісної дорожньої машини при  одержуємо  тобто  Таким чином, для деяких машин можлива ситуація, при якій цей метод вибору  також не забезпечить нормативного сповільнення, особливо при зростанні останнього.

Слід зазначити, що розглянуті методи вибору необхідних значень  не враховують реальну параметричну надійність елементів гальмової системи і пов’язану з нею можливість зменшення ефективності гальмових механізмів.

Нижче наведена запропонована нами методика для визначення максимальних гальмівних моментів, яку можна використати і для інших мобільних машин.

На підставі проведеного аналізу досліджувану задачу можна сформулювати таким чином: одержати універсальні аналітичні залежності для розрахунку необхідних значень максимальних гальмівних моментів на передніх та задніх колесах з умови забезпечення заданого нормативного сповільнення та необхідного розподілу сумарної гальмівної сили з врахуванням реальної параметричної надійності елементів гальмової системи.

Такі залежності можна подати у вигляді:

                                              (2.32)

                                             (2.33)

де M i L - відповідно маса і база машини;  - розрахункове значення питомої гальмівної сили.

Якщо нормативне сповільнення j_н задовольняє умові

 ,                                                              (2.34)

то                                                                      (2.35)

де  - коефіцієнт запасу ефективності.

Якщо ж умова (3.34) не виконується, то

                                                (2.36)

Максимального значення сповільнення можна досягнути, якщо у формулах (2.32) і (2.33) покласти

                                              (2.37)

На підставі експериментальних досліджень коефіцієнтів варіації передатних коефіцієнтів елементів гальмової системи встановлено [15], що середнє значення коефіцієнта  для пневматичного привода складає 1,16, а для гідравлічного - 1,13.

З метою запобігання перевантаження задніх гальмових механізмів при реалізації розрахункового моменту, визначеного за формулою (2.33), необхідно після блокування задніх коліс обмежувати подальше зростання тиску робочого тіла у силових пристроях задніх гальмових механізмів.

На рис. 2.4 наведена розрахункова залежність гальмівного моменту М_г від тиску в камері Р_К, яка одержана за формулою (2.27) для барабанного гальмового механізму з плаваючими колодками (r_б=0,205 м; с=0,169 м; =0,3 м; d=0,076 м; g=112⁰; a₁=123⁰; a_о=3⁰; l=27⁰; n=90⁰; f=0,18).

Рисунок 2.4 - Функціональна характеристика барабанного гальмового механізму з плаваючими колодками

Співставлення розрахункової залежності М_г(Р_К) з наведеною в літературі експериментальною показало, що найбільше відхилення між розрахунковим та експериментальним гальмівними моментами при тиску повітря 0,6 МПа склало 9%, що слід вважати задовільним.

Прийнятий синусоїдальний закон формується у період припрацювання накладок і добре відтворює реальні процеси при малих приводних зусиллях. Зі збільшенням останніх цей закон змінюється (рівномірний, косинусоїдальний), що впливає (за розрахунками несуттєво) на величину гальмівного моменту. Реальний же закон розподілу тиску, як вже зазначалося, не є детермінованим.

Для проведення ефективних розрахунків та моделювання гальмувань, які супроводжуються генеруванням на поверхнях тертя значної кількості тепла, а також гальмувань з високих швидкостей необхідно знати не тільки номінальну величину коефіцієнта тертя, але і його чутливість до найбільш характерних дестабілізуючих факторів - температури Т, швидкості ковзання Vф та тиску Рф у контакті гальмової накладки з барабаном. З цією метою введені поняття фрикційна характеристика гальмового механізму та фрикційна характеристика пари тертя [16].

Фрикційною характеристикою гальмового механізму називається трифакторна залежність еквівалентного коефіцієнта тертя m_е фрикційної пари гальмового механізму від температури, швидкості ковзання та тиску у контакті, тобто m_е = f(Т, V_ф, Р_ф), а фрикційною характеристикою пари тертя - відповідно залежність фізичного коефіцієнта тертя m фрикційної пари від тих же чинників, тобто m = f(Т, V_ф, Р_ф). Фрикційну характеристику пари тертя доцільно використовувати при оцінці та підборі фрикційних матеріалів, в той час як фрикційна характеристика гальмового механізму, крім властивостей фрикційних матеріалів, враховує також особливості робочого процесу гальмового механізму.

Для побудови згаданих характеристик використовуємо метод математичного планування експерименту, за допомогою якого оброблюємо експериментальні дані. Зокрема, були побудовані фрикційні характеристики пар тертя в складі барабана, яким комплектується гальмовий механізм з клиновим розтиском колодок, та зразків азбофрикційних накладок шифрів DON-262 і DON-280. Так, фрикційна характеристика пари тертя в складі згаданого гальмового барабану та зразка фрикційного матеріалу шифру DON-262, одержана з використанням ортогонального плану , має вигляд (відповідно для кодованих та натуральних змінних):

де         .

        (2.38)

Графічна інтерпретація фрикційної характеристики для цієї пари тертя наведена на рис. 2.5.

Рисунок 2.5 - Фрикційна характеристика пари тертя гальмовий барабан - фрикційний матеріал шифру DON-262: 1 - Р_ф=0,3 МПа; 2 - Р_ф=1,05 МПа; 3 - Рф=1,8 МПа

Як видно з рис. 2.5, фрикційні накладки, виконані з даного матеріалу, забезпечують дуже нестабільний коефіцієнт тертя m, який може змінюватися від 0,27 до 0,58, тобто більше, ніж у 2 рази.

При побудові фрикційної характеристики гальмового механізму еквівалентний коефіцієнт тертя розраховується на основі виміряних значень гальмівного моменту та приводного зусилля. Як приклад, наведемо фрикційну характеристику гальмового механізму з накладками шифру DON-280 (відповідно для кодованих та натуральних змінних):

де      

На рис. 2.6 наведений графічний варіант фрикційної характеристики гальмового механізму (2.39) з виділенням трьох рівнів тиску, яка дозволяє визначити дійсне значення еквівалентного коефіцієнту тертя при довільних комбінаціях температури та швидкості ковзання і виділених рівнях тиску у контакті.

Аналіз фрикційної характеристики гальмового механізму (рис. 2.6) свідчить про те, що даний фрикційний матеріал дещо стабільніший у порівнянні з попереднім (коефіцієнт тертя m змінюється від 0,19 до 0, 33, тобто менше, ніж у два рази). Тим не менше, така зміна коефіцієнту тертя призводить до суттєвої зміни гальмівного моменту, що видно з рис. 3.7. Це свідчить про недоцільність застосування згаданих фрикційних матеріалів в барабанному гальмовому механізмі і про необхідність застосування металокерамічних фрикційних матеріалів, які мають значно стабільніший коефіцієнт тертя, що змінюється не більше, ніж на 20-30%.

Рисунок 2.6 - Фрикційна характеристика барабанного гальмового механізму: 1 - Р_ф=1 МПа; 2 - Р_ф=2,3 МПа; 3 - Р_ф=3,6 МПа

Рисунок 2.7 - Функціональна характеристика барабанного гальмового механізму: 1- (m = m_min); 2 - (m = m_max)

Використання фрикційних характеристик пар тертя в формулах для функціонального розрахунку гальмових механізмів забезпечує врахування впливу експлуатаційних чинників  на величину гальмівного моменту та його зміну в часі, що наближує розрахункові показники процесу гальмування дорожньої машини до їх реальних значень.

Висновки до розділу 2

1. Аналіз тенденцій розвитку і застосування гальмових механізмів на колісних дорожніх машинах маса яких більша 5 т, переважне застосування знаходять барабанні гальмові механізми.

. Обробленням експериментальних даних з’ясовано, що закон розподілу тиску між накладкою і барабаном близький до синусоїдального, що і покладено в основу виведення розрахункової формули.

3. Запропонована методика та математична модель уточненого функціонального розрахунку барабанних гальмових механізмів, яка відрізняється універсальністю з точки зору її придатності для розрахунку різних типів гальмових механізмів при збільшеній кількості врахованих параметрів.

. Розроблена методика визначення необхідних значень максимальних гальмових моментів на передніх та задніх колесах з умови забезпечення нормативного сповільнення, необхідного розподілу гальмівних сил та з врахуванням реальної параметричної надійності елементів гальмової системи.

. Запропоновано концепцію та методи одержання фрикційних характеристик гальмових механізмів та їх пар тертя у вигляді трифакторних аналітичних та просторових графічних залежностей відповідно еквівалентного та фізичного коефіцієнтів тертя від температури, швидкості ковзання та тиску у фрикційній парі.

Розділ 3. Оптимізація барабанних гальмових механізмів колісних дорожніх машин

Одержані у розділі 3 математичні моделі для функціонального розрахунку БГМ використаємо для їх оптимального синтезу. Оскільки гальмові механізми - це підсистема у складі системи “гальмуюча колісна дорожня машина”, то їх оптимізацію необхідно здійснювати за локальними критеріями ефективності, узгодженими з глобальним критерієм ефективності системи. Аналіз показав, що із комплексу критеріїв ефективності гальмового механізму найважливішим критерієм, який повністю узгоджується з критерієм ефективності системи в цілому, є коефіцієнт ефективності гальмового механізму.

Одним із можливих шляхів підвищення ефективності БГМ при незмінних габаритних обмеженнях є перехід до схеми механізму з великим самопідсиленням. Але цей шлях має суттєвий недолік, бо такі гальмові механізми дуже чутливі до зміни коефіцієнту тертя у фрикційній парі, тобто мають нестабільні функціональні характеристики. З огляду на це дослідимо можливість підвищення коефіцієнта ефективності гальмового механізму не за рахунок зміни його схеми, а за рахунок оптимального вибору параметрів при незмінній конструктивній схемі. Підвищення ефективності гальмового механізму без збільшення його габаритів здешевлює конструкцію і, в кінцевому підсумку, зменшує вартість гальмового керування.

Нижче викладена методика параметричної оптимізації гальмового механізму на прикладі БГМ з колодками, що мають два ступені вільності (з плаваючими колодками) [7]. Ці гальмові механізми знаходять застосування на колісних дорожніх машинах різних мас. Приводне зусилля у випадку пневматичного гальмового приводу створюється за допомогою клинового розтискного пристрою. Важливими перевагами гальмових механізмів з плаваючими колодками є більша стабільність, зумовлена ефектом саморегулювання [3], та менший гістерезис при застосуванні клинового розтискного пристрою, що важливо для ефективного функціонування антиблокувальної системи.

У досить поширеному на практиці гальмовому механізмі з клиновим розтиском і двома плаваючими самопритискними (активними) колодками із-за ідентичності останніх в якості критерію ефективності (функції мети) досить розглянути коефіцієнт ефективності однієї колодки

де М_г - гальмівний момент, що створюється однією колодкою;  - приводна сила;  - радіус гальмового барабана.

У розділі 3 одержана функціональна залежність між коефіцієнтом  та параметрами гальмового механізму, які можна подати у вигляді вектора 10-ти безрозмірних внутрішніх параметрів даного механізму

де  - кут охоплення фрикційної накладки; s - кут несиметричності фрикційної накладки;  - кут між площиною привідного елемента, яка контактує з колодкою, і вектором привідної сили  (див. рис. 2.3);  - кут між площиною, що проходить через осі клинових розтискних пристроїв і віссю Оу, що з’єднує центр барабана з точкою опори колодки;  - кут між віссю Оу і вектором реакції опори колодки;  - коефіцієнт тертя у контакті пари барабан - фрикційна накладка; f - коефіцієнт тертя у контакті площин приводного та опорного елементів з колодкою.

Безрозмірні параметри  і  визначаються з відношень:

                              ,

де r_б - радіус гальмового барабана; h^/ - віддаль між точками контакту колодки з приводними та опорними елементами; с - віддаль від центру барабана до точки контакту колодки з опорним елементом; d - віддаль від точки контакту колодки з приводним елементом до площини, що проходить через осі клинових розтискних пристроїв.

Задачу параметричної оптимізації гальмового механізму сформулюємо так: знайти оптимальний вектор  внутрішніх параметрів гальмового механізму, який забезпечує максимум критерію ефективності і задовольняє системі обмежень. У математичній формі ця задача має такий вигляд:

максимізувати

= ,                                                      (3.1)

Де

;

;     (3.2)

;

;

при обмеженнях:

,  i = 1,…,10;          (3.3)

                                                                      (3.4)

                                                                     (3.5)

                                                                     (3.6)

У наведених залежностях:

 та  - функціональні обмеження та їх допустимі значення.

Зупинимось на фізичній суті функціональних обмежень. Аналіз конструкцій БГМ з плаваючими колодками, що застосовуються на вітчизняних та західноєвропейських колісних дорожніх машинах показав, що компоненти вектора Х_Б можуть змінюватися у діапазонах, наведених у табл. 3.1.

Таблиця 3.1 Граничні значення компонент вектора Х_Б

Кутові параметри у табл. 3.1 наведені в градусах. Всі 10 компонент вектора Х_Б є керованими, тобто вони можуть вибиратися конструктором з діапазонів  (коефіцієнт тертя  принципово можна також змінювати, хоча до складу компонент вектора Х_Б він включений, перш за все, з метою дослідження його впливу на критерій ефективності).

Для визначення чутливості коефіцієнта ефективності  до зміни кожної з компонент вектора Х_Б були проведені спеціальні дослідження з використанням коефіцієнтів варіації та методу випадкового балансу. Крім того, для наближеного визначення ступеня впливу різних факторів на значення коефіцієнта ефективності гальмової колодки k_e скористаємося таким способом. Всі параметри, крім одного, фіксуються на середньому рівні, а варіювання проводиться одним параметром послідовно. Діапазони варіювання досліджуваних параметрів наведені в табл. 3.1. Коефіцієнт ефективності гальмової колодки k_e розраховуємо за формулами ( 3.1), (3.2).

Результати розрахунків наведені в табл. 3.2. Ці результати дозволяють виявити вплив різних факторів на досліджуваний параметр.

Таблиця 3.2 Вплив конструктивних параметрів на параметр k_e

Таблиця 3.3 Коефіцієнти варіації коефіцієнта ефективності при зміні компонент вектора Х_Б

На підставі даних табл. 3.3 можна зробити висновок про несуттєвий вплив компонентів ,  і  на коефіцієнт ефективності.

Наведені методи параметричного аналізу, хоч і являються простими, але вони не досить точні, так як не враховують взаємодію всіх факторів на інших можливих рівнях.

Аналіз показує, що недостатньо забезпечити лише знаходження компонент вектора Х_Б у допустимих межах, оскільки певні комбінації цих компонент, які визначають ті чи інші вихідні показники гальмового механізму, є недопустимими. Функціональні обмеження  формуються на основі цих показників і їх допустимих значень. У нашому випадку ці показники будуть стосуватися забезпечення рівномірності розподілу тиску по довжині фрикційної накладки, стабільності коефіцієнта ефективності та недопущення ефекту самозаклинювання гальмової колодки.

При синусоїдальному законі розподілу тиску між фрикційною накладкою і барабаном вісь максимального тиску утворює з віссю Ох кут , який можна визначити з виразу (3.2). Співвідношення між кутами  повинне бути таким, щоб фрикційна накладка навантажувалася по всій довжині, тобто щоб її фактичний кут охоплення дорівнював номінальному. Це досягається тоді, коли тиск на кінцях фрикційної накладки буде не меншим від нуля, для чого необхідно дотримуватись умов:

 ;                                                                        (3.7)

.                                                                         (3.8)

Нерівномірність розподілу тиску по довжині фрикційної накладки буде мінімальною при  [3]. На практиці суворе дотримання цієї умови є невиправданим, особливо, якщо прийняти до уваги, що в процесі експлуатації така умова не витримувалась би із-за нестабільності параметрів гальмового механізму і, в першу чергу, коефіцієнта тертя . Тому умову забезпечення рівномірності розподілу тиску по довжині фрикційної накладки визначимо так

                                                          (3.9)

Аналіз показав, що коли допустиме значення цього функціонального обмеження вибирати з умови

,                                                                     (3.10)

то при виконанні обмеження (5.9) виконуються і обмеження (3.7) і (3.8), тобто обмеження (3.9) їх перекриває і при параметричній оптимізації гальмового механізму достатньо враховувати обмеження (3.9) при дотриманні умови (3.10).

Стабільність гальмового механізму буде тим більшою, чим менша його чутливість до зміни коефіцієнту тертя , яку оцінюють похідною  відношенням приростів  або відношенням відносних значень цих приростів. З метою оцінки впливу різних чинників на чутливість гальмового механізму до зміни коефіцієнта  пропонується застосовувати коефіцієнт чутливості гальмового механізму  для фіксованого діапазону  

,

де  і  - коефіцієнти варіації відповідно коефіцієнтів  і  

 і  - коефіцієнти ефективності відповідно при  і . Прийнявши = 0,38 і = 0,42, одержуємо

                                                                   (3.11)

Отже, для забезпечення достатньої стабільності гальмового механізму необхідно дотримуватись умови

                                                              (3.12)

Обмеження вводиться для того, щоб запобігти самозаклинюванню гальмової колодки, яке виникає тоді, коли знаменник функції (3.1) стає рівним нулю

                                                                (3.13)

Розв’язок трансцендентного рівняння (3.13) відносно  дає змогу визначити таке значення коефіцієнта тертя  у фрикційній парі, при якому відбувається самозаклинювання колодки, тобто  Для недопущення самозаклинювання необхідно, щоб значення  було гарантовано більшим від максимального значення коефіцієнта тертя, чого можна добитись ввівши коефіцієнт запасу . Отже  і обмеження (3.6) можна подати так

                                                                (3.14)

Таким чином, сформульована вище задача параметричної оптимізації гальмового механізму зводиться до знаходження таких компонент вектора Х_Б, які б задовольняли обмеженням (3.3), системі функціональних обмежень (3.9), (3.12), (3.14) і забезпечували максимум критерію ефективності (3.1).

Із-за складності реальних прикладних задач пошук екстремума аналітичними методами можливий лише після суттєвих спрощень, які у багатьох випадках є недопустимими з точки зору суті задачі. Тому, в умовах комп’ютеризації дослідницьких та проектних робіт великого поширення набувають алгоритмічні форми розв’язку екстремальних задач, які базуються на чисельних методах. Здебільшого, у прикладних оптимізаційних задачах відшукується не абсолютний екстремум критерію ефективності, а його найбільше або найменше значення у допустимій області.

Оскільки критерій ефективності (3.1) являє собою нелінійну функцію, до складу якої входять тригонометричні поліноми, а область її визначення задається лінійними та нелінійними обмеженнями у формі нерівностей, то така оптимізаційна задача відноситься до задач нелінійного програмування. Універсальних алгоритмів для розв’язку задач нелінійного програмування не існує, а тому для кожної конкретної задачі необхідно вибирати або створювати ефективний алгоритм, виходячи з її специфіки.

В основу алгоритму розв’язку даної задачі був покладений метод комплексів Бокса. Початковий комплекс формується із  векторів Х_Б, де  - кількість компонент вектора Х_Б ( у нашому випадку  = 10). Перший вектор задається як початкове допустиме наближення, а компоненти решти 19 векторів визначаються за допомогою генератора випадкових чисел з перевіркою умови знаходження їх у допустимій області, яка визначається обмеженнями. Коефіцієнт відображення приймався рівним 1,3. При порушенні обмежень комплекс стискається до тих пір поки вектор стає допустимим. Розрахунки закінчуються, якщо середньоквадратичне відхилення для  значень критерію ефективності і максимальна віддаль між двома точками комплексу стають меншими від наперед заданих малих величин.

При використанні методу комплексів з наближенням до границь допустимої області критерій ефективності змінюється досить повільно або може стабілізуватися, не досягнувши екстремуму. Щоб покращити збіжність методу алгоритм доповнено автоматичними повторними пусками, стартовими векторами змінних для кожного з яких служить найкращий вектор, одержаний в кінці попереднього пуску, який доповнюється (- 1) векторами, що визначаються з використанням випадкових чисел. Це сприяє подальшому покращанню вектора змінних в напрямку наближення до екстремуму критерію ефективності.

Як видно з табл. 3.1 деякі компоненти вектора Х_Б відрізняються один від одного на три порядки, а тому, для підвищення ефективності обчислювального процесу, здійснено масштабування змінних.

На підставі описаного алгоритму була складена відповідна комп’ютерна фортран-програма. На першому етапі досліджень за цією програмою враховувалися лише обмеження (3.3), а функціональні обмеження (3.9), (3.12) і (3.14) не враховувалися. В табл. 3.9 наведені результати розрахунків та динаміка зміни компонент вектора Х_Б для випадку, коли в якості стартових значень компонент використовувалися їх середні значення.

Аналіз результатів розрахунку показує, що найбільший приріст критерію ефективності (59%) досягається при першому пуску, а при подальших пусках темп приросту критерію ефективності зменшується. З табл. 3.9 видно, що екстремум критерію ефективності досягається при наближенні компонент вектора Х_Б до їх граничних значень (5 компонент (, , , , )

Таблиця 3.9 Значення компонент вектора Х_Б при параметричній оптимізації гальмового механізму без врахування функціональних обмежень

Досвід дослідження подібних задач свідчить, що критерій ефективності досягає екстремуму при граничних значеннях компонент вектора змінних.

Результати проведеного вище дослідження свідчать лише про ефективність параметричної оптимізації гальмового механізму в цілому та методу комплексів зокрема. Крім того, з’ясовано, які компоненти доцільно збільшувати, а які зменшувати для підвищення ефективності. Реальні кількісні дані щодо параметричної оптимізації можна одержати тільки при врахуванні функціональних обмежень, а також тих параметричних обмежень, які обумовлені конструкцією конкретного гальмового механізму.

Перед тим, як задати параметри функціональних обмежень були проведені дослідження можливих діапазонів їх зміни. В результаті з’ясовано, що  = 0-60,7;  = 1,25-2,74; = 0,66-1,8. З врахуванням (3.10) при , . Приймаємо допустиме значення обмеження . Коефіцієнт чутливості гальмового механізму обмежимо значенням . При формуванні третього обмеження приймаємо ,  і одержуємо . У процесі комп’ютерних розрахунків корінь  трансцендентного рівняння (3.13) визначався методом половинного ділення.

Фактичне значення коефіцієнта ефективності для існуючої конструкції досліджуваного гальмового механізму складає К_еф=1,347 при Х_Бф=(1,463; 0,824; 0,37; 27; 90; 120; 27; 112; 0,35; 0,18).

В досліджуваному гальмовому механізмі обидві плаваючі колодки є самопритискними, а тому параметри с і h^/ взаємозв’язані між собою. Крім того, кут l не може приймати малих значень. На підставі цього з вектору варійованих внутрішніх параметрів виключаємо, крім згаданих трьох компонент, також компоненту х₁, причому компоненти х₃, х₄ і х₁₀ підтримуються незмінними на їх фактичному рівні, а компонента х₁ змінюється пропорційно компоненті х₂ за залежністю х₁=2х₂. Допустимий діапазон зміни компоненти х₂ був прийнятий в межах 0,824-0,79, що відповідає зменшенню параметра с на 7мм. Коефіцієнт тертя m в даному розрахунку приймався постійним (х₉=0,35). В результаті розрахунку з врахуванням параметричних та функціональних обмежень критерій ефективності склав К_е1=1,573 при таких значеннях компонент вектора Х_Б: х₁=1,395; х₂=0,79; х₅=69; х₆=128; х₇=27; х₈=112; х₉=0,35. Функціональні обмеження при цьому досягли таких значень:  Якщо ж компоненти х₁ і х₂ залишити на їх фактичному рівні, але допустити варіацію коефіцієнта тертя в межах m=0,33-0,37, то критерій ефективності досягає значення К_е2=1,658 при: х₁=1,463; х₂=0,824; х₅=69; х₆=128; х₇=27; х₈=112; х₉=0,37.

Таким чином, параметрична оптимізація гальмового механізму з врахуванням параметричних та функціональних обмежень дає можливість збільшити коефіцієнт ефективності на 17-23% у порівнянні з його фактичним значенням.

Викладену методику оптимального синтезу гальмового механізму і одержані при цьому дані доцільно використовувати при проектуванні гальмових механізмів різних типів, оскільки це сприятиме вирішенню комплексної задачі - підвищенню ефективності гальмових механізмів з одночасним забезпеченням на достатньому рівні їх стабільності, рівномірності розподілу тиску у фрикційних парах та запобіганню явища самозаклинювання гальмових колодок.

Вище розглянуто питання оптимального синтезу для барабанного гальмового механізму з колодками, що мають два ступені вільності, проте воно не вирішено для інших типів гальм, зокрема, для барабанних гальмових механізмів з шарнірним кріпленням колодок (тобто барабанних гальмових механізмів, колодки яких мають одну ступінь вільності).

Проведення параметричної оптимізації барабанних гальмівних механізмів з шарнірним кріпленням колодок має на меті знаходження такого поєднання їх конструктивних параметрів, без збільшення габаритів та зміни конструктивної схеми, при яких досягаються максимальні значення коефіцієнтів ефективності.

В роботі [24] викладена методика отримання функціональних залежностей для розрахунку барабанних гальмових механізмів різних типів. З врахуванням цієї методики отримані викладені нижче залежності для функціонального розрахунку трьох найбільш розповсюджених типів барабанних гальмових механізмів з шарнірним кріпленням колодок (див. плакат 1).

Для барабанного гальмового механізму без самопідсилення (з розтискним кулачком без опорних роликів) (рис. 3.4) залежність між гальмівним моментом Т і приводними силами на самопритискній Р_К1 і самовідтискній Р_К2 колодках отримана у вигляді

Рисунок 3.4 - Розрахункова схема барабанного гальмового механізму без самопідсилення (з розтискним кулачком)

                       (3.15)

де h_зв1 і h_зв2 - зведені плечі прикладення приводних сил відповідно Р_К1 і Р_К2

_зв1,2 = а + с сosl ± 0,5d_К± f_К (d₁ - c sinl).                               (3.16)

Верхні знаки у формулі (3.16) використовуються для самопритискної колодки, а нижні - для самовідтискної. У формулах (3.15) і (3.16): а і с - відстані від центра гальмового механізму відповідно до осі вала розтискного кулачка і до осі шарніру кріплення колодки; r_б - радіус гальмового барабана; l - половина кута між променями, що з’єднують центр О гальмового механізму з осями О₁ шарнірів кріплення колодок; d_K - відстань між векторами приводних сил Р_К1 і Р_К2; d₁ - половина відстані між опорними площинами гальмових колодок; m і f_K - коефіцієнти тертя відповідно між фрикційною накладкою і барабаном та між кулачком і опорною поверхнею гальмової колодки (f_к=F₁/Р_к1=F₂/Р_к2); m і n - параметри, які визначаються кутовим положенням фрикційних накладок:

                                                                (3.17)

 n=cos(b/2)sins,                                                                     (3.18)

де b - кут охоплення фрикційної накладки

b=a₁ - a₀;                                                                                (3.19)

s - кут несиметричності фрикційної накладки

s = 90 - 0,5 (a₁ +a₀).                                                               (3.20)

Кути a₁ і a₀ наведені на рис. 3.4.

Коефіцієнт ефективності К_е1 цього гальмового механізму розраховується за формулою

 (3.21)

де                                                              (3.22)

Якщо у згаданому гальмовому механізмі передача зусилля від кулачка до колодок здійснюється через опорні ролики, то всі наведені вище формули залишаються дійсними, але зведені плечі h_{зв 1,2} розраховуються за формулою

_{зв 1,2} = (а + c cosl)(cosg - f_П sing)±(d₁-c sinl)(sing + f_П cosg)f_ПR, (3.23)

де g - кут між векторами розтискних сил Р_К1 і Р_К2 та лінією, що з’єднує осі опорних роликів; d₁ - половина відстані між осями опорних роликів; R - радіус опорного ролика; f_П - зведений коефіцієнт тертя

.                                                                      (3.24)

У формулі (3.24): f - коефіцієнт тертя кочення опорного ролика по кулачку; f¢ - коефіцієнт тертя ковзання осі опорного ролика; r_o - радіус осі опорного ролика.

Для барабанного гальмового механізму з малим самопідсиленням (з рівними приводними силами і одностороннім розташуванням опор колодок) (рис.3.5) залежність між гальмовим моментом Т₃ і приводними силами Р_К отримана у вигляді

                   (3.25)

а залежність для коефіцієнта ефективності гальмового механізму

 (3.26)

Рис.3.5 - Розрахункова схема барабанного гальмового механізму з малим самопідсиленням (з рівними приводними силами і одностороннім розташуванням опор колодок)

У наведених формулах: h - відстань від векторів приводних сил до прямої, що проходить через осі шарнірів кріплення колодок;

                                                          (3.27)₁=cos(b₁/2)sins₁;          (3.28)

                                                   (3.29)₂=cos(кb₁/2)sins₂,         (3.30)

де к=b₂/b₁ - коефіцієнт, що враховує зменшення кута охоплення фрикційної накладки самовідтискної колодки, яке застосовують для вирівнювання темпів зношування накладок обох колодок.

Індекси „1” і „2” в формулах (3.25)...(3.30) стосуються параметрів відповідно самопритискної та самовідтискної колодок.

Залежність між гальмівним моментом Т₄ і приводними силами Р_К для барабанного гальмового механізму з середнім самопідсиленням (з рівними приводними силами і рознесеними опорами колодок) (рис. 3.6) отримана у вигляді

Рис. 3.6 - Розрахункова схема барабанного гальмового механізму з середнім самопідсиленням (з рівними приводними силами і рознесеними опорами колодок)

                                                                (3.31)

а залежність для коефіцієнта ефективності гальмового механізму

.                                                                   (3.32)

Вищенаведені залежності для коефіцієнтів ефективності гальмових механізмів сформовані як функції безрозмірних та кутових параметрів, для яких введемо наступні позначення:

х₆=m, х₇ =f_К, х₈=f_П, х₉=l, х₁₀=b, х₁₁=s, х₁₂=b₁, х₁₃=s₁, х₁₄=s₂, х₁₅=g.

Необхідно знайти оптимальні значення згаданих параметрів (компонент оптимальних векторів ) для досліджуваних гальмових механізмів, які забезпечують максимум їх критеріїв ефективності і задовольняють систему обмежень. Подамо цю задачу у математичній формі для барабанного гальмового механізму без самопідсилення (з розтискним кулачком без опорних роликів):

максимізувати

,                        (3.33)

Де  =х₁ cosx₉+x₂± 0,5x₃± x₇(x₄ - x₁ sinx₉);                        (3.34)

                                                     (3.35)=cos(x₁₀/2) sin x₁₁           (3.36)

при обмеженнях:

х_{і min} £ x_i £ x_{i max}, i=1,…,15                                                       (3.37)₁(Х)³ (Х);         (3.38)₂(Х)£ (Х);                                                                   (3.39)₃(Х)³ (Х).         (3.40)

Нерівність (3.37) стосується параметричних обмежень. В нерівностях (3.38)...(3.40) g_i(Х) - функціональні обмеження, а (Х) - їх допустимі значення. Як і у випадку гальмового механізму з клиновим роз тиском, суть функціональних обмежень стосується відповідно забезпечення рівномірності розподілу тиску по довжині фрикційної накладки, стабільності коефіцієнта ефективності та недопущення ефекту самозаклинювання гальмових колодок.

Перше функціональне обмеження буде виконане, якщо забезпечити таке співвідношення між кутами b і s, при якому фрикційна накладка навантажуватиметься по всій довжині. Це матиме місце при

                                            (3.41)

Стабільність коефіцієнта ефективності пропонується оцінювати коефіцієнтом чутливості гальмового механізму К_m для фіксованого діапазону зміни коефіцієнта тертя Dm=m₂-m₁

де d_Ке і d_m - коефіцієнти варіації відповідно коефіцієнтів К_е і m.

Прийнявши m₁=0,38 і m₂=0,42, отримуємо

                                                                  (3.42)

де К_е1 і К_е2 - коефіцієнти ефективності відповідно при m=m₁ і m=m₂.

Таким чином, стабільність гальмового механізму буде забезпечена при виконанні умови

g₂(Х)=K_m£ (Х).                                                                    (3.43)

Самозаклинювання самопритискної колодки виникає тоді, коли

З метою гарантованого недопущення самозаклинювання необхідно прийняти (Х)=g_3min(X)/q, де q - коефіцієнт запасу (q>1). Таким чином, згадане функціональне обмеження запишеться так

                                                          (3.44)

Досліджувана оптимізаційна задача відноситься до задач нелінійного програмування і в основу алгоритму її розв’язку покладено метод комплексів Бокса.

Аналіз показав, що в процесі параметричної оптимізації розглядуваного гальмового механізму доцільно дослідити вплив наступних компонент із складу вектора внутрішніх параметрів (змінних): Х (х₁, х₂, х₉, х₁₀, х₁₁, х₁₅).

В табл.3.10 наведені фактичні х_ф та граничні x_min i x_max значення параметрів типового барабанного гальмового механізму з розтискним кулачком (незмінні параметри прийняті такими: х₃ = 0,12; х₄ = 0,1; х₆ = 0,4; х₇ = 0,3). З табл. 3.10 видно, що деякі компоненти відрізняються один від одного більше, ніж на два порядки, а тому, для покращання обчислювального процесу, проведено масштабування змінних.

Таблиця 3.10 Фактичні та граничні значення компонент вектора Х для барабанного гальмового механізму без самопідсилення

В результаті проведеної параметричної оптимізації за спеціально розробленою комп’ютерною програмою без врахування функціональних обмежень встановлено, що критерій ефективності склав К_е1=0,934 при таких значеннях компонент вектора Х: х₁=0,78; х₂=0,79 ; х₉=10^о; х₁₀=128^о; х₁₁=20^о. Фактичне значення коефіцієнта ефективності становить К_е1ф=0,874, тобто в результаті параметричної оптимізації коефіцієнт ефективності гальмового механізму збільшився на 6,96%.

Для того, щоб задати значення функціональних обмежень, були досліджені (за спеціальною розробленою програмою) можливі діапазони їх зміни, які склали: g₁(X)=6…71; g₂(X)=0,96…0,99; g₃(X)=0,57…1,05. Прийнявши допустимі значення обмежень   і  одержуємо значення критерію ефективності  при х₁=0,78; х₂=0,79 ; х₉=2^о; х₁₀=128^о; х₁₁=4^о. Отже, з врахуванням прийнятих функціональних обмежень, коефіцієнт ефективності гальмового механізму зріс на 6,03%.

Математична форма задачі параметричної оптимізації (залежності (3.33)...(3.40)) залишається дійсною і для гальмового механізму без самопідсилення, у якого передача зусилля від кулачка до колодок здійснюється через опорні ролики, лише вираз (3.34) слід замінити залежністю

=(х₁ cosx₉+x₂)(cosx₁₅-x₈ sinx₁₅ )±(x₄ - x₁ sinx₉)(sinx₁₅ + x₈ cosx₁₅)x₈ x₅.

Після параметричної оптимізації цього гальмового механізму без функціональних обмежень встановлено, що (при х₅ = 0,1 і х₈ = 0,17) критерій ефективності склав К_е2=0,807 при таких значеннях компонент вектора Х: х₁=0,78; х₂=0,79 ; х₉=14^о; х₁₀=128^о; х₁₁= -12^о; х₁₅=24^о. Тобто, коефіцієнт ефективності зріс на 9,9% у порівнянні з його фактичним значенням К_е2ф=0,734.

Можливі діапазони зміни функціональних обмежень для цього гальмового механізму склали: g₁(X)=6…71; g₂(X)=0,94…1,02; g₃(X)=0,57…1,05. З врахуванням прийнятих допустимих значень обмежень   і  отримано значення критерію ефективності  при х₁=0,78; х₂=0,79 ; х₉=4^о; х₁₀=128^о; х₁₁=20^о; х₁₅=24^о. Таким чином, коефіцієнт ефективності цього гальмового механізму з врахуванням функціональних обмежень зріс на 7,7%.

Задачу параметричної оптимізації у математичній формі для барабанного гальмового механізму з малим самопідсиленням можна подати у вигляді:

максимізувати

 (3.45)

де

                                                   (3.46)₁=cos(x₁₂/2)sin x₁₃;            (3.47)

                                             (3.48)₂=cos(кx₁₂/2)sin x₁₄         (3.49)

при обмеженнях, заданих нерівностями (3.37)…(3.40).

З врахуванням даних, наведених у табл. 3.11, проведена параметрична оптимізація типового барабанного гальмового механізму з малим самопідсиленням, в результаті якої з’ясовано, що за відсутності функціональних обмежень коефіцієнт ефективності склав К_е3=1,68 при таких значеннях компонент вектора Х: х₁= 0,77; х₂= 0,79; х₉=8 ^о; х₁₂=130 ^о; х₁₃= -8 ^о; х₁₄=20 ^о.

В результаті параметричної оптимізації коефіцієнт ефективності зріс на 16,3% у порівнянні з його фактичним значенням К_е3ф=1,45.

Аналіз показав, що можливі діапазони зміни функціональних обмежень для цього гальмового механізму становлять: g_1Р(X)=9,0…63,5 (для самопритискної колодки); g_1v(X)=25,2…80,7 (для самовідтискної колодки); g₂(X)=1,54…2,47; g₃(X)=0,57…0,98. За прийнятих допустимих значень обмежень   і  отримано значення критерію ефективності  при х₁=0,78; х₂=0,79; х₉=8 ^о; х₁₂=130 ^о; х₁₃= -8^о; х₁₄=20⁰. Отже, з врахуванням прийнятих функціональних обмежень, коефіцієнт ефективності цього гальмового механізму зріс на 14,1%.

Таблиця 3.11Фактичні та граничні значення компонент вектора Х для барабанного гальмового механізму з малим самопідсиленням

Для барабанного гальмового механізму з середнім самопідсиленням задачу параметричної оптимізації можна подати у вигляді:

максимізувати 

де параметри m i n визначаються залежностями (3.35) і (3.36), а обмеження задаються нерівностями (3.37)...(3.40).

На підставі даних, наведених у табл. 3.12, проведена параметрична оптимізація типового барабанного гальмового механізму з середнім самопідсиленням, в результаті чого встановлено, що коефіцієнт ефективності склав К_е4=2,6 при таких значеннях компонент вектора Х: х₁=0,77; х₉=10^о; х₁₀=130^о; х₁₁= -5^о.

Таблиця 3.12 Фактичні та граничні значення компонент вектора Х для барабанного гальмового механізму з середнім самопідсиленням

Тобто, після параметричної оптимізації без функціональних обмежень коефіцієнт ефективності цього гальмового механізму збільшився на 19,3% у порівнянні з його фактичним значенням К_е4ф=2,18.

Можливі діапазони зміни функціональних обмежень для цього гальмового механізму склали: g₁(X)=10,0…62,5; g₂(X)=1,86…2,75; g₃(X)=0,58…0,97. З врахуванням прийнятих допустимих значень обмежень   і  отримано значення критерію ефективності  при х₁= 0,77; х₉=10^о ; х₁₀=130^о; х₁₁= -3⁰. Таким чином, коефіцієнт ефективності цього гальмового механізму з врахуванням функціональних обмежень зріс на 17%.

гальмівний давач ansys температурний

Розділ 4. Дослідження температурного режиму та деформацій в барабанному гальмівному механізмі методом математичного моделювання

.1 Дослідження теплового стану гальмівних механізмів з використанням методу скінчених елементів

Параметри теплового стану гальмівних механізмів визначалися методами математичного моделювання з постановкою чисельних експериментів.

Математичне моделювання суттєво скорочує терміни виконання проектних робіт при величезній економії матеріально-енергетичних ресурсів. За допомогою комплексу комп’ютерних програм можна моделювати стаціонарні та нестаціонарні параметри робочих процесів реальних та неіснуючих гальмівних механізмів, здійснювати їх структурну та параметричну оптимізацію, вивчати ефективність різних заходів щодо зменшення температурного режиму гальм, тобто забезпечувати можливість керування цими параметрами ще на стадії проектування гальмівних механізмів.

Серед методів математичного моделювання, що реалізуються із залученням чисельних методів, особливе місце посідає метод скінчених елементів (МСЕ), який одержав широке визнання як найефективніший математичний апарат для інженерного проектування і машинної реалізації чисельного експерименту. МСЕ має низку переваг перед іншими чисельними методами, зокрема, завдяки простоті та точності задання граничних умов (в тому числі і розривного типу та змішаних), що поєднується з можливістю досліджувати тіла складної форми з довільними границями, в тому числі і криволінійними, та неоднорідні тіла, що складаються з декількох матеріалів. Зони, де прогнозується підвищений температурний градієнт, можна дискретизувати дрібнішими скінченими елементами. МСЕ значно ефективніший і у порівнянні з методом кінцевих різниць, в першу чергу, завдяки його пришвидшеній збіжності.

МСЕ передбачає формування математичної задачі у вигляді варіаційної. Суть МСЕ полягає у тому, що досліджуване тіло ділиться на сукупність підобластей, які називають скінченими елементами, з вузлами на їх границях. Шукана функція (температура, напруження і т.п.) апроксимується множиною поліномів (функцій форми), визначених на скінчених елементах через їх значення у вузлах. Вузлові значення функції визначаються після розв’язку системи алгебраїчних рівнянь, складених у результаті мінімізації функціонала, пов’язаного з фізичною суттю задачі.

Розглянемо застосування МСЕ для дослідження теплового стану гальмівних механізмів у випадку нестаціонарної осесиметричної постановки задачі. Нестаціонарність задачі зумовлена зміною температури гальмівних механізмів у часі. Гальмівні механізми розглядаємо як тіла з геометричною симетрією відносно осі обертання. Цій умові відповідають закриті дискові гальма з кільцевими фрикційними накладками, а також барабанні гальма в припущенні, що їх коефіцієнт взаємного перекриття близький до одиниці.

Зміна температури в гальмівному механізмі описується квазігармонійним диференціальним рівнянням теплопровідності, яке в циліндричних координатах має вигляд

                                            (4.1.)

де - температура;  і - відповідно радіальна та осьова координати; Q_г - кількість генерованого тепла; l_т - коефіцієнт теплопровідності, який приймається однаковим в напрямку обох координат;  - коефіцієнт температуропровідності;  - час.

У процесі розв’язку задачі враховуються граничні умови другого роду (тепловий потік, що утворюється на поверхнях тертя) та третього роду (конвективний теплообмін між поверхнями гальмівних механізмів та навколишнім середовищем).

Розв’язок рівняння (4.72) з врахуванням граничних умов еквівалентно знаходженню мінімуму функціонала

              (4.2)

де c - теплоємність матеріалу; r_м - густина матеріалу; q - густина теплового потоку; a_т - коефіцієнт тепловіддачі; - температура навколишнього середовища; V_i - об’єм інтегрування;  і  - границі, на яких задані умови 2-го та 3-го роду.

Після мінімізації функціонала та кінцево-різницевого перетворення одержимо рівняння у матричному вигляді

,                                                (4.3)

де  і  - вектори початкових і кінцевих значень температури в межах часового інтервалу   - глобальний вектор теплового навантаження, визначений як середнє значення для інтервалу  тобто

                                                          (4.4)

Матриці  і  являють собою комбінації глобальних матриць теплопровідності  та теплоємності :

Матриці  і вектор  визначаються додаванням однойменних матриць  та векторів  створених для окремих елементів:

                (4.5)

Дискретизацію (побудову дискретного аналога) гальмівного механізму здійснюємо скінченими елементами, які створені поворотом навколо осі симетрії  трикутних симплекс-елементів з вузлами і,   та відповідними їм координатами  і вузлами і,   та відповідними їм координатами  і  Залежності температури на скінчених елементах задаємо у вигляді лінійних функцій координат. У цьому випадку вирази для матриць та векторів елементів можна записати так:

                                                (4.6)

(4.7)

               (4.8)

де r - віддаль від осі симетрії гальма до центра елемента; А- площа елемента;  - довжини відповідних сторін елемента.

Значення  визначаються за формулами:

Матриця  визначається через координати вузлів елементів

Розрахунок температури з використанням наведених залежностей здійснюється за наступним алгоритмом: введення параметрів елементів та констант; розрахунок розмірів елементів та площ їх перерізу; формування елементних та глобальних матриць теплоємності і теплопровідності; формування елементних та глобального векторів теплового навантаження; формування та розв’язок узагальненого матричного рівняння з врахуванням часового інтервалу. Створена комп’ютерна програма розрахунку, крім виконання згаданих операцій, містить також допоміжні підпрограми, а саме: підпрограму обробки результатів методами математичного планування експерименту та методом найменших квадратів; підпрограму графічної обробки результатів досліджень.

Важливим етапом розв’язку задачі є дискретизація досліджуваного гальмівного механізму, яка передбачає встановлення кількості, розмірів та форми елементів, що використовуються для створення дискретного аналога реального гальмівного механізму. На рис. 4.1 наведено поперечний переріз барабанного гальмівного механізму з дискретизацією його трикутними елементами (тут R - віддаль від геометричної осі гальмівного механізму; bб - віддаль по горизонталі від торця барабану). Досліджувана область спочатку ділиться на підобласті, межі яких визначаються зміною геометрії, властивостями матеріалів або умовами теплопідведення. Підобласті, в свою чергу, діляться на чотирикутні елементи з наступним їх поділом на трикутні елементи шляхом проведення короткої діагоналі в кожному чотирикутнику. Розподіл з використанням короткої діагоналі має ту перевагу, що елементи у вигляді трикутників, близьких до рівносторонніх, забезпечують більшу точність результатів у порівнянні з елементами у вигляді довгих вузьких трикутників. Зони, в яких прогнозується більший температурний градієнт, дискретизуються дрібнішими скінченими елементами.

Схема нумерації вузлів скінчених елементів є нетривіальною задачею, оскільки вона впливає на ширину матриці стрічкового типу  і, як наслідок, на об’єм комп’ютерної пам’яті, час розрахунків та точність їх результатів. Після дослідження шести різноманітних схем нумерації вузлів була визначена оптимальна схема, згідно з якою нумерацію доцільно здійснювати в напрямку найменшого розміру перерізу гальмівного механізму.

Рис. 4.1 - Схема дискретизації барабанного гальмівного механізму скінченими елементами

Розрахункове дослідження температурних полів барабанного гальмівного механізму здійснювалось відтворенням попередніх етапів нормативних випробувань робочої гальмівної системи. Як приклад, нижче наведені результати моделювання розподілу температур у гальмівному барабані, колодках і накладках переднього гальмівного механізму дорожньої машини масою 15т при проведенні попереднього етапу нормативних випробувань ІІ. Густина теплового потоку розраховувалася за формулою

                                              (4.9)

де  - маса машини;  - швидкість машини при випробуваннях;  - коефіцієнт розподілу сумарної гальмівної сили між передніми і задніми гальмівними механізмами; і_д- уклін дороги (і_д=0,06); f_к- коефіцієнт опору коченню;  - питома гальмівна сила, яка створюється двигуном;  - сумарна площа поверхні тертя.

Коефіцієнт розподілу теплових потоків між накладкою і барабаном визначався за формулою

                                     (4.10)

У реальних гальмівних механізмах коефіцієнт взаємного перекриття менший одиниці. У процесі моделювання це враховувалося одним з наступних способів: 1) при розрахунку густини теплових потоків для накладки і барабана за формулою (4.3.10) приймалися до уваги їх реальні площі поверхонь тертя; 2) моделювався підвід теплового потоку до барабана лише на долю періоду його обертання, пропорційну коефіцієнту взаємного перекриття.

Теплофізичні характеристики матеріалів гальмівного механізму наведені в табл. 4.1.

Таблиця 4.1 Значення коефіцієнтів a_т, l_т, с, r_м для барабана, колодки і накладки

Скінченоелементна модель досліджуваного БГМ (рис. 4.1) містить 163 трикутних елементи та 111 вузлів. Розподіл температур досліджувався в перерізах, паралельних геометричній осі гальмівного механізму (горизонтальні перерізи) та в перерізах, які перпендикулярні до цієї осі (вертикальні перерізи).

На рис. 4.1 показана залежність зміни температури  від часу  в одному з горизонтальних перерізів, який відповідає поверхні тертя фрикційних накладок з барабаном (лінія вузлів 3…92). Згадана двофакторна залежність являє собою параболічну поверхню, лінія максимумів якої відповідає середині поверхні тертя барабана. На початку процесу спостерігається найбільший темп зростання температури, який поступово знижується впродовж усього процесу. В кінці нормативного випробування досягається максимальна температура 260°С (при аналогічних експериментальних дослідженнях зафіксована температура 272^оС [136]). З наближенням до торця барабана (вузол 3) температура знижується внаслідок тепловіддачі від торця барабана, накладки і колодки. Ще більше температура знижується при наближенні до вертикальної стінки барабана (вузол 92), що пояснюється відводом тепла в стінку барабана.

Параболічна поверхня, зображена на рис. 4.2, описана за допомогою підпрограми математичного планування експерименту поліномом

а залежність середньоарифметичного (по ширині поверхні тертя) значення температури Т_с від часу t одержана за методом найменших квадратів

Одержані також поверхні розподілу температур у часі для інших горизонтальних перерізів барабана, накладки і колодки, а також і для зовнішньої поверхні барабана та внутрішньої поверхні колодки. Характер розподілу температур у вказаних перерізах близький до зображеного на рис. 4.2 і лише для колодки він наближається до рівномірного завдяки тепловідведенню в її ребро.

Найбільший температурний градієнт для барабана та накладки спостерігався в середній частині поверхні тертя.

Рис. 4.2 - Залежність температури від часу на поверхні тертя фрикційних накладок з барабаном при випробуваннях ІІ

Рис. 4.3 - Залежність температури від часу у вертикальному перерізі гальмівного механізму, який проходить через середину поверхні тертя

Залежність зміни температури в часі у вертикальному перерізі гальмівного механізму, що проходить через середину поверхні тертя барабана (лінія вузлів 46…52 на рис. 4.1), показана на рис. 4.3. Максимальне значення температури відповідає лінії контакту барабана і накладки. Криві mn на рис. 4.2 і 4.3 ідентичні, оскільки вони характеризують зміну температури у вузлі 49. Криві відведення тепла від зони тертя в барабан і накладку мають експоненціальний характер. Температурний градієнт у накладці (вузли 49…51) помітно вищий від температурного градієнта в барабані (вузли 49…46) завдяки гіршій теплопровідності фрикційного матеріалу накладки у порівнянні з чавуном.

На рис. 4.4 зображені лінії однакових значень температур (ізотерми), що відповідають часу завершення попереднього етапу нормативних випробувань II.

Рис. 4.4- Ізотерми барабанного гальмівного механізму, що відповідають 12-тій хвилині випробувань ІІ

.2 Дослідження деформацій і температурного режиму барабанного гальмівного механізму з використанням програмного комплексу Ansys

.2.1 Методика створення 3D моделі барабанного гальмівного механізму

Для створення 3D моделі барабанного гальмівного механізму використовувалась програма AutoCAD 2013, оскільки данна програма дозволяє створювати як 3D моделі та зберігати їх у форматі, який можна використовувати для подальшого розрахунку в Ansys.

Принцип побудови моделі починається з креслення поперечного перерїзу барабана, накладки і колодки з відновідними розмірами (рис.4.5).

Щоб надати кресленню обємну модель, потрібно, спочатку вибрати деталь (наприклад барабан) виділити лінії її контуру і вибрати функцію «Видавить-Вращать» (рис.4.6.)

Рисунок 4.5 - Поперечний переріз барабанного гальмівного механізму

Рисунок 4.6 - Створення об'ємної моделі барабана

Після цього потрібно задати початок і кінець осі обертання (вісь барабана), а також потрібно задати кут обертання. Так як ми створюємо барабан, нам потрібно прокрутити переріз на 360.(рис.4.7.)

З’являється сукупність площин, що складають барабан, але щоб задати їх як одну деталь, їх потрібно виділити і задати функцію «Тело-Об’єднання» (рис.4.8). Для полегшення подальшої роботи, барабан можна відсунути в сторону.

Рисунок 4.7 - Провертання перерізу на кут 360

Рисунок 4.8 - Об’єднання поверхонь в деталь

Для створення колодки і накладки проводимо аналогічні кроки, але так як вони мають вигляд дуги, то кут необхідно задавати 120˚(рис.4.9).

Рисунок 4.9 - Створення колодки барабанного гальмівного механізму

Щоб встановити колодку у правильне положення її необхідно провернути. Для цього потрібно вибрати функцію «3D поворот» і провернути колодку на 60˚(рис.4.10)

Рисунок 4.10 - 3D поворот колодки барабанного гальмівного механізму

Рисунок 4.11- Колодка барабанного гальмівного механізму

Щоб створити другу колодку, достатньо вибрати функцію «Зеркало» і задати деталь яку ми хочемо скопіювати дзеркально (рис.4.12).

Рисунок 4.12 - Створення другої колодки за допомогою функції «Зеркало»

Рисунок 4.13 - Колодки барабанного гальмівного механізму

Далі потрібно відобразити штоки на яких фіксуються колодки. Для цього за допомогою функції «Витягування» з плоского кола заданого діаметра формуємо шток заданої довжини і копіюємо його для лівої і правої колодки. (рис.4.14, 4.15, 4.16).

Рисунок 4.14 - Діаметри фтоків

Рисунок 4.15 - Функція «Витягування»

Рисунок 4.15 - Загальний вигляд штока

За допомогою функції «3D поворот» ми їх провертаємо і встановлюємо в отвори гальмівної колодки, які виконуються за допомогою функції «Витягування» (рис 4.17).

Рисунок 4.17 - Створення моделі колодка-шток

Так як всі деталі виконати відносно однієї осі їх потрібно скомпонувати. Для цього використовуємо функцію «Перенести», вибираємо фігури і встановлюємо у правильне положення (рис.4.18).

Рисунок 4.18 - Функція переносу

Робота по створенню моделі закінчена, але для подальшої роботи з моделлю її потрібно зберегти у форматі, який підтримує програма Ansys. Для Для цього вибираємо в меню Експорт-Другие форматы і встановлюємо Тип файла: Acis(*sat) (рис.4.19., 4.20.).

Рисунок 4.19 - Зберігання моделі

Рисунок 4.20 - Вказування формату креслення

.2.2 Дискретизація моделі барабанного гальмівного механізму за допомогою комплексу Ansys

Для дискретизація моделі барабанного гальмівного механізму використовувався комплекс програм Ansys. Щоб провести розрахунок моделі на деформації та напруження у лівій частині вибираємо пункт «Static Structural», при цьому на екрані з’являється структура даного розрахунку (рис. 4.21).

Далі потрібно завантажити попередньо розроблену в AutoCAD модель, для цього вибираємо «Geometry»-«Import new geometry» і вибираємо нашу модель (рис. 4.22).

Далі нам потрібно створити розрахункову схему, для цього вибираємо «Model» -«Edit» (рис.4.23).

Далі проводиться запуск програми Ansys Myltiphysics де проводиться процес створення зв’язків і з’єднань між елементами барабанного гальмівного механізму,задавання матеріалів та необхідних параметрів, проводиться дискретизація скінченними елементами, прикладання сил і навантажень,після чого проводиться проводиться розрахунок моделі, та визначаються необхідні результати.

Рисунок 4. 1 - Розрахунок «Static Structural»

Рисунок 4.22 - Завантаження моделі

Рисунок 4.23 - Створення моделі барабанного гальмівного механізму

Для дискретизації моделі спочатку потрібно задати матеріали з яких виготовлені елементи барабанного гальмівного механізму та встановити зв’язки між цими елементами.

Щоб задати матеріал з якого виготовлений барабан (з чавуну) потрібно в структурі моделі вибрати «Project»-«Model»-«Geometry»-«Part 1», зявиться табличка, де в стрічці «Material»-«Assignment» де вибираємо «New material»(рис.4.24).

Рисунок 4.24 - Редагування матеріалу барабана гальмівного механізму

З’явиться вікно в якому потрібно ввести матеріал (рис.4.25).

Рисунок 4.25 - Вибір матеріалу барабану гальмівного механізму

Якщо матеріал який нам потрібен відсутній у бібліотеці Ansys, його можна створити і ввести параметри вручну. Аналогічно операцію проводимо для колодки і накладки барабанного гальмівного механізму.

Так як матеріали ми задали, нам потрібно встановити з’єднання між елементами барабанного гальмівного механізму.

Для цього вибираємо «Project»-«Model»-«Cjnnections»-«Contacts» (рис. 4.26)

Рисунок 4.26 - Контакти деталей барабанного гальмівного механізму

Ми бачимо контакти деталей барабанного гальмівного механізму, колодок з накладками, накладок з барабаном та колодки з штифтами. Щоб задати що у зоні контакту між барабаном і накладкою відбувається тертя, ми відкриваємо «Contact region», після чого з’являється таблиця де потрібно вказати тип контакту, так як між барабаном та колодкою відбувається тертя ми у стрічці «Type» вибираємо « Frictionless» (рис.4.27).

Рисунок 4.27 - Встановлення типу контакту поверхонь барабану та накладок барабанного гальмівного механізму

Аналогічні операції проводимо для всіх з’єднань, тільки у зоні контакту накладки і колодки вибираємо з’єднання «Bondet» (нерухоме)(рис.4.28), а у зоні контакту колодки з пальцем «Round» (оберт)(рис.4.29).

Рисунок 4.28 - З’єднання накладки з колодкою барабанного гальмівного механізму

Рисунок 4.28 З’єднання колодки барабанного гальмівного механізму з штифтом.

Для проведення дискретизації нашої моделі потрібно побудувати сітку скінчених елементів. Для цього у дереві проекту виділіть розділ «mesh» (сітка).Перегляньте вікно налаштувань. Параметри генерації сітки за замовчуванням : «global control» (глобальні ) - " Basic" (основні) ; " Relevance " (відносний параметр щільності) -0. Розширені параметри доступні при додатковому ліцензування. (Рис. 4.29)

Подивіться кількість вузлів ( nodes ) і елементів ( elements ) сітки в розділі " Statistics " (статистика) вікна налаштувань.

Число вузлів і елементів в сітці буде дещо відрізнятися для різних комп'ютерів і платформ (рис 43).

Кількість вузлів та елементів контролюється параметром " Relevance " (відносний параметр щільності); встановіть бегунком значення 50 або наберіть це значення в полі.( Рис. 4.32)

Рисунок 4.29 - Параметри генерації сітки

Рисунок 4.31 - Число вузлів та елементів

Рисунок 4.32 Параметр щільності

У контекстному меню виберіть позицію " Preview " ( попередній перегляд сітки). У вікні налаштувань переконайтеся, що кількість вузлів та елементів збільшується. (Рис. 4.33)

Рисунок 4.33 - Вікно налаштувань

Змінимо локально щільність сітки в області пальця.

Контролювати локальну щільність сітки можна за допомогою декількох параметрів. Змініть розташування деталі в графічному вікні, використовуючи систему координат. Для цього використовуйте піктограму координатної системи. Вибір однієї з осей або ізометрії ( куля) орієнтує деталь відповідно.

Збільшимо масштаб перегляду. Обрана область складена з 3 поверхонь. Щоб оцінити розмір вибраної області, використовуйте лінійку. Лінійку можна активувати в меню. (Рис. 4.34)

Рисунок 4.34 - Активація масштабної лінійки

Розмір елементів

Виберіть позицію " Sizing " ( розмірні параметри ) в контекстних інструментах.

У вікні налаштувань змініть розмір елементів (" Element Size "), наберіть значення 1 мм. (Рис. 4.35)

Рисунок 4.35 - Розмірні параметри скінчених елементів

Подрібнення сітки

У контекстному меню перегляньте сітку - " Preview Mesh " і подивіться кількість вузлів і елементів.

Далі змінимо щільність сітки.

У контекстному меню виберіть позицію " Insert > Refinement ", щоб додати в дерево проекту параметр локального подрібнення сітки.( Рис. 4.36)

Рисунок 4.36 - Параметр локального подрібнення сітки

Подрібнення сітки є ітераційної процедурою. Обсяг ітерацій задається відносним параметром - цілим числом від 1 до З. Значення 1 означає генерацію грубої сітки, значення 3 забезпечує найбільш щільну сітку. Встановіть значення параметра, рівним 1, і перегляньте сітку, вибравши позицію " Preview Mesh " в контекстному меню. (Рис. 4.37)

Рисунок 4.37 - Приклад побудови сітки у барабанному гальмівному механізмі

.2.3 Визначення деформацій і температурного режиму барабанного гальмівного механізму з використанням програмного комплексу Ansys

Визначення деформацій барабанного гальмівного механізму з використанням програмного комплексу Ansys

Так як наша модель завантажена у програмі Ansys, та проведена дискретизація скінченими елеменами, ми можемо проводити розрахунок моделі на деформації та напруження. Для цього відкриваємо нашу модель у Ansys Myltiphysics, ( там де ми проводили дискретизацію барабанного гальмівного механізму), з ліва ми можемо побачити розділ «Static structural» в якому нам потрібно вказати поверхні які зафіксовані «Fixed», та на які прикладається сила «Force»(рис.4.38)

Рисунок 4.38 - Прикладання сил та фіксація барабана

Щоб зафіксувати барабан гальмівного механізму, ми вибираємо внутрішній діаметр стінки барабана і задаємо для цієї площини функцію «Insert»-«Fixed Support»(оис.4.9).

Рисунок 4.39 - Фіксація барабану гальмівного механізму

Далі нам потрібно прикласти сили що діють на нашу модель. Так як барабанний гальмівний механізм має конструкцію з двома рознесеними гідроциліндрами, на колодки діє дві, по одній від кожного гідроциліндра, тому ми вибираємо поверхні торців колодок, які контактують з гідроциліндрами і задаємо для них функцію «Insert»-«Forse»(рис.4.40).

Рисунок 4.40 - Прикладання сили від гідроциліндра на торець колодки барабанного гальмівного механізму

Далі знизу відкривається табличка, де нам потрібно ввести значення сили та її напрямок. Так як сила становить 53000Н а напрям її прикладання направлений по осі «Z», ми ці параметри вводимо в таблицю(рис. 4.41).

Рисунок 4.41 - Параметри прикладеної сили

Для іншої колодки проводимо аналогічні операції.

Щоб отримати роль тат деформації барабану гальмівного механізму під дією сил що діють на колодки, вибираємо функцію «Soution» вказуємо «Insert»та вибираємо «Deformation»-«Total» тобто загальні деформації, потім натискаємо «Solve», цим самим задаючи команду «рахувати» деформації у барабанному гальмівному механізмі.(рис. 4.42).

Рисунок 4.42 - Визначення деформацій у барабанному гальмівному механізмі

Проведення розрахунків, з’явиться зображення нашого барабанного гальмівного механізму де кольором відображена величина деформації, а її значення відображається зліва на шкалі (рис.4.43).

Рисунок 4.43 - Результат розрахунку на деформації барабанного гальмівного механізму під дією сил гідроциліндрів.

Визначення температурного режиму барабанного гальмівного механізму з використанням програмного комплексу Ansys

Так чк під час гальмування елементи барабанного гальмівного механізму піддаються нагріву, тому нам необхідно визначити як буде відбуватись процес нагріву та відвід цього тепла в атмосферу.

Для цього заходимо в програмy Ansys Myltiphisics, та зліва після розрахунків на деформації «Stesdy-State Thermal» бачимо розділ «»(рис.4.44)

Рисунок 4.44 - Температурний аналіз

Далі нам потрібно вибрати поверхні на яких в наслідок тертя відбувається нагрівання деталі підвести до них тепловий потік який ми розраховували в попередніх розділах.

Для цього вибираємо поверхню внутрішнього діаметра барабана і вибираємо функцію «Insert»-«Convection»(рис.4.45)

Рисунок 4.45 - Функція підводу тепла

Далі з’явиться таблиця де нам потрібно ввести значення теплового потоку(рис.4.46)

Рисунок 4.46 - Значення теплового потоку

Далі нам потрібно вибрати поверхні від яких відводиться тепло у навколишнє середовище, для цих поверхонь вибираємо функцію «Radiator»(рис.4.47)

Рисунок 4.48 - Функція відводу тепла

Щоб отримати результат нагрівання та теплообміну барабанного гальмівного механізму з навколишнім середовищем, вибираємо функцію «Solution»-«Insetr»-«Thermal»-«Temperatyre»(рис.4.49)

Рисунок 4.50 Результат теплового аналізу барабанного гальмівного механізму

Конструкція давача для діагностування зношування фрикційної накладки

На рис. наведений комплексний давач для контролю температури накладки та її критичного зношування. Встановлювальна пластина 4 давача кріпиться до гальмівної колодки 3 паралельно осі гальмівного барабана 1 в середній частині фрикційної накладки 2. З пластиною 4 контактує біметалічна пластина 6, один з кінців якої фіксується кришкою 5. До складу контактного вузла входить регульований контакт 8 з клемою 12 та гайкою 11. Контакт 8 має різьбове з’єднання з втулкою 9, яка ізольована від кришки 5 за допомогою втулки та двох шайб і фіксується гайкою 10. Така конструкція контактного вузла дозволяє встановлювати та регулювати зазор між контактом 8 та біметалічною пластиною 6. В отвір контакту 8 входить один з кінців підпружиненого контактного стрижня 7. Герметичність давача забезпечується ущільненням 13.

Температура від накладки 2 через колодку 3 і пластину 4 передається на біметалічну пластину 6, яка прогинається і при критичному значенні температури торкається контакту 8, замикаючи електричне коло сигнальної лампочки. При граничному зношуванні накладки 2 відбувається контакт гальмівного барабана 1 з контактним стрижнем 7, що також приводить до замикання електричного кола сигнальної лампочки. Таким чином, якщо лампочка світлової індикації, яка включена в коло давача, засвічується при натиснутій гальмівній педалі, то це свідчить про граничне зношування фрикційної накладки. Якщо ж вказана лампочка світить при відпущеній гальмівній педалі, то це означає, що температура фрикційної накладки досягла критичного значення.

Діагностування таких важливих параметрів як зношування фрикційної накладки та її температурний режим сприяє забезпеченню оптимального перебігу робочих процесів гальмівних механізмів, а значить, і оптимізації процесу гальмування колісних дорожніх машин у цілому.

Розділ 5. Соціально-економічний ефект від пiдвищення ефективностi гальмiвних механiзмiв

Підвищення ефективності гальмівних механізмів приводить до таких позитивних наслідків:

.Підвищується активна безпека дорожньої машини завдяки зменшенню гальмівного шляху;

. Підвищується безпека руху на затяжних спусках і в горах завдяки нормалізації температурного режиму гальм і відсутності їх перегріву;

. Збільшується середня швидкість руху за рахунок того, що водій з більш ефективними гальмами краще контролює машину і впевненіше збільшує швидкість;

. В результаті параметричної оптимізації гальмівних механізмів знайдено такі оптимальні значення їх параметрів, які збільшують коефіцієнт ефективності гальм на 17 - 23%. Це означає, що приблизно на таку ж величину можна зменшити габарити і масу гальмівних механізмів, не зменшуючи при цьому їх ефективності, що приведе до значного економічного ефекту;

. Вибір параметрів гальмівних механізмів з умов забезпечення необхідного температурного режиму з використанням методів скінчених елементів дає змогу ще на стадії проектування вибирати параметри гальм та фрикційні матеріали з умови достатньої енергоємності та прогнозувати їх температурні режими, що зменшує витрати на виготовлення натурних зразків, а це пов’язано зі значним економічним ефектом.

Таким чином, розроблені в магістерській роботі заходи по підвищенню ефективності гальмівних механізмів мають важливий соціально-економічний ефект, оскільки здешевлюють виробництво і підвищують безпеку руху, що сприятиме зменшенню кількості жертв і травмованих людей на дорогах.

Розділ 6. Охорона праці та безпека у надзвичайних ситуаціях

.1 Охорона праці

.1.1 Нормативно-правові основи роботи з охорони праці

Практично усі заходи з охорони праці базуються на законодавчих і нормативних положеннях. Основним законодавчим актом є Конституція України. У магістерській роботі відзначають ті статті основного закону, які стосуються охорони праці (Кодекс законів про працю України та закон України «Про охорону праці»).

Згідно з законом України «Про охорону праці» показники умов праці на робочому місці, характеристики технологічних процесів, машин, механізмів, устаткування та інших засобів виробництва,стан засобів колективного та індивідуального захисту, що використовуються працівником, а також санітарно-побутові умови повинні відповідати вимогам нормативних актів про охорону праці.

Відзначити право працівника відмовитись від виконання роботи, здійснення якої пов’язане з небезпекою для його життя чи здоров’я або для людей, які його оточують, і навколишнього природного середовища.

Розробник проекту звертає увагу на наявність на робочих місцях небезпечних і шкідливих виробничих чинників, їхній вплив на здоров’я працівника,його права на пільги та компенсації за роботу в таких умовах. Зокрема, право працівників, зайнятих на роботах з важкими та шкідливими умовами праці, на безплатне забезпечення лікувально-профілактичним харчуванням, молоком або рівноцінними харчовими продуктами, газованою солоною водою, на оплачувані перерви санітарно-оздоровчого призначення, скорочення тривалості робочого часу, додатково оплачувану відпустку, пільгову пенсію, оплату праці у підвищеному розмірі та інші пільги і компенсації.

При роботі у шкідливих умовах, а також при роботах, пов’язаних із забрудненням або виконуваних у несприятливих температурних умовах, працівникам видають безплатно за встановленими нормами спеціальний одяг, спеціальне взуття та інші засоби індивідуального захисту, а також миючі та знешкоджуючі засоби.

Праця жінок і неповнолітніх має свої особливості, які зумовлюють додаткові вимоги до умов праці. Коротко описати нормативно-правове забезпечення умов праці цих категорій працівників.

.1.2 Організація і управління охороною праці на підприємстві

Загальне управління охороною праці на підприємстві здійснює його власник. Закон України «Про охорону праці» зобов’язує його: створити відповідні служби і призначити посадових осіб, які забезпечують вирішення конкретних питань охорони праці, затвердити інструкції про їхні обов’язки, права та відповідальність за виконання покладених на них функцій; розробити за участю профспілок і реалізувати комплексні заходи для досягнення встановлених нормативів з охорони праці, провадити прогресивні технології, досягнення науки і техніки, засоби механізації та автоматизації виробництва, вимоги ергономіки, позитивний досвід з охорони праці; забезпечити усунення причин, що призводять до нещасних випадків, професійних захворювань, і виконання профілактичних заходів, визначених комісіями за підсумками розслідування цих причин; організувати проведення лабораторних досліджень умов праці, атестацію робочих місць на відповідність нормативним актам про охорону праці в порядку і строки, встановлені законодавством, вжити за їхніми підсумками заходи щодо усунення небезпечних і шкідливих для здоров’я виробничих чинників; розробляти і затверджувати положення, інструкції і інші нормативні акти про охорону праці, що діють у межах підприємства та встановлюють правила виконання робіт та поведінки працівників на території підприємства, у виробничих, на будівельних майданчиках, робочих місцях відповідно до державних міжгалузевих і галузевих нормативних актів про охорону праці, забезпечувати безплатно працівників нормативними актами про охорону праці; здійснювати постійний контроль за додержанням працівниками технологічних процесів, правил поводження з машинами, механізмами, устаткуванням, та іншими засобами виробництва, використанням засобів колективного та індивідуального захисту, виконанням робіт відповідно до умов охорони праці; організовувати пропаганду безпечних методів праці та співробітництва з працівниками у галузі охорони праці.

Повсякденна робота з охорони праці на підприємстві проводиться службою охорони праці. Необхідно визначити її кількісний склад для того автопідприємства, яке є об’єктом розробки у дипломному проекті. Розрахунки проводять відповідно до типового положення про службу охорони праці. Якщо підприємство має до 50 працівників, то функції служби охорони праці можуть виконувати особи з відповідною професійною підготовкою за сумісництвом. Передбачають, що за відсутності спеціалістів відповідної кваліфікації можуть бути використані послуги асоціації спеціалістів з охорони праці.

Коли на підприємстві працює від 51 до 500 осіб включно, штат служби охорони праці становить один чоловік з інженерно-технічною освітою.

Кількість служби охорони праці на підприємстві з кількістю працівників понад 500 осіб визначають за формулою

де Рср - середньосписочна кількість працівників на підприємстві;

Ф - ефективний річний фонд робочого часу спеціаліста з охорони праці, що дорівнює 1820 годинам,який враховує втрату робочого часу на можливі хвороби, відпустку тощо;

Кв - коефіцієнт, що враховує шкідливість та небезпечність виробництва.

де - кількість працівників з шкідливими речовинами незалежно від рівня їхньої концентрації;

 кількість працівників на роботах підвищеної небезпеки (що підлягають щорічній атестації з охорони праці).

Коефіцієнт  максимально може дорівнювати трьом у разі, коли всі робітники працюють з шкідливими речовинами і всі вони підлягають щорічній атестації з питань охорони праці, тобто

6.1.3 Правила з охорони праці під час експлуатації великовантажних автомобілів та інших технологічних транспортних засобів

Ці Правила поширюються на суб’єктів господарювання незалежно від форм власності, діяльність яких пов’язана з експлуатацією великовантажних автомобілів та інших технологічних транспортних засобів.

. Вимоги цих Правил є обов’язковими для роботодавців та працівників (водіїв), які виконують роботи з експлуатацією великовантажних автомобілів та інших технологічних транспортних засобів під час монтажу, налагодження, ремонту, технічної діагностики та експлуатації великовантажних автомобілів та інших технологічних транспортних засобів.

Позначення та скорочення:

АТЦ - автотранспортний цех;

ГТЦ - гірничотранспортний цех;

ІТП - інженерно-технічний працівник;

КТП - контрольно-технічний пункт;

ЛЕП - лінія електропередачі;

СІН - система інформації про небезпеку.

Загальні вимоги

Розслідування та облік нещасних випадків, професійних захворювань та аварій на виробництві здійснюються відповідно до вимог Порядку проведення розслідування та ведення обліку нещасних випадків, професійних захворювань і аварій на виробництві, затвердженого постановою Кабінету Міністрів України від 30 листопада 2011 року № 1232.

Роботодавець забезпечує навчання та перевірку знань з охорони праці відповідно до вимог Типового положення про порядок проведення навчання і перевірки знань з питань охорони праці, затвердженого наказом Державного комітету України з нагляду за охороною праці від 26 січня 2005 року № 15, зареєстрованого в Міністерстві юстиції України 15 лютого 2005 року за № 231/10511 (НПАОП 0.00-4.12-05).

Працівники, які не пройшли навчання і перевірку знань з охорони праці, до виконання робіт не допускаються.

Роботодавець з урахуванням специфіки виробництва повинен розробити і затвердити відповідний перелік робіт з підвищеною небезпекою, для проведення яких потрібні спеціальне навчання і щорічна перевірка знань з питань охорони праці відповідно до вимог Переліку робіт з підвищеною небезпекою, затвердженого наказом Державного комітету України з нагляду за охороною праці від 26 січня 2005 року № 15, зареєстрованого в Міністерстві юстиції України 15 лютого 2005 року за № 232/10512 (НПАОП 0.00-2.01-05).

Роботодавець повинен організувати розроблення і перегляд інструкцій з охорони праці, що діють на підприємстві, відповідно до вимог Положення про розробку інструкцій з охорони праці, затвердженого наказом Комітету по нагляду за охороною праці Міністерства праці та соціальної політики України від 29 січня 1998 року № 9, зареєстрованого в Міністерстві юстиції України 07 квітня 1998 року за № 226/2666 (НПАОП 0.00-4.15-98).

Роботодавець організовує проведення медичних оглядів працівників певних категорій під час прийняття на роботу (попередній медичний огляд) та протягом трудової діяльності (періодичні медичні огляди) відповідно до вимог Порядку проведення медичних оглядів працівників певних категорій, затвердженого наказом Міністерства охорони здоров’я України від 21 травня 2007 року № 246, зареєстрованого в Міністерстві юстиції України 23 липня 2007 року за № 846/14113, та вимог Положення про медичний огляд кандидатів у водії та водіїв транспортних засобів, затвердженого наказом Міністерства охорони здоров’я України та Міністерства внутрішніх справ України від 31 січня 2013 року № 65/80, зареєстрованого в Міністерстві юстиції України 22 лютого 2013 року за № 308/22840 (далі - Положення про медичний огляд кандидатів у водії та водіїв транспортних засобів).

Забороняється залучення жінок до робіт відповідно до Переліку важких робіт та робіт із шкідливими і небезпечними умовами праці, на яких забороняється застосування праці жінок, затвердженого наказом Міністерства охорони здоров’я України від 29 грудня 1993 року № 256, зареєстрованого в Міністерстві юстиції України 30 березня 1994 року за № 51/260.

Підіймання та переміщення важких речей жінками здійснюються з дотриманням вимог Граничних норм підіймання і переміщення важких речей жінками, затверджених наказом Міністерства охорони здоров’я України від 10 грудня 1993 року № 241, зареєстрованих у Міністерстві юстиції України 22 грудня 1993 року за № 194.

Забороняється залучення неповнолітніх до робіт відповідно до Переліку важких робіт і робіт із шкідливими і небезпечними умовами праці, на яких забороняється застосування праці неповнолітніх, затвердженого наказом Міністерства охорони здоров’я України від 31 березня 1994 року № 46, зареєстрованого в Міністерстві юстиції України 28 липня 1994 року за № 176/385.

Підіймання та переміщення важких речей неповнолітніми необхідно здійснювати з дотриманням вимог Граничних норм підіймання і переміщення важких речей неповнолітніми, затверджених наказом Міністерства охорони здоров’я України від 22 березня 1996 року № 59, зареєстрованих у Міністерстві юстиції України 16 квітня 1996 року за № 183/1208.

Роботодавець розробляє і затверджує план локалізації і ліквідації аварійних ситуацій і аварій (ПЛАС) відповідно до вимог Закону України «Про об’єкти підвищеної небезпеки».

Роботодавець повинен забезпечити працівників спеціальним одягом, спеціальним взуттям та іншими засобами індивідуального захисту відповідно до вимог Положення про порядок забезпечення працівників спеціальним одягом, спеціальним взуттям та іншими засобами індивідуального захисту, затвердженого наказом Державного комітету України з промислової безпеки, охорони праці та гірничого нагляду від 24 березня 2008 року № 53, зареєстрованого в Міністерстві юстиції України 21 травня 2008 року за № 446/15137 (НПАОП 0.00-4.01-08).

Засоби індивідуального захисту (далі - ЗІЗ) повинні відповідати вимогам Технічного регламенту засобів індивідуального захисту, затвердженого постановою Кабінету Міністрів України від 27 серпня 2008 року № 761.

.2 Безпека в надзвичайних ситуаціях

.2.1 Роль та призначення цивільної оборони (цивільного захисту) в сучасних умовах

У повсякденному житті та розвитку сучасного суспільства значних людських втрат, екологічних та економічних збитків, шкоди навколишньому середовищу завдають надзвичайні ситуації техногенного, екологічного, природного, соціального та воєнного характеру. Над вирішенням проблем запобігання, а також своєчасного усунення негативних наслідків надзвичайних ситуацій (НС) працюють вчені майже у всіх країнах світу.

На території України знаходиться велика кількість потенційно небезпечних об’єктів (ПНО), за статистичними даними їх нараховується понад 7 тисяч. Це підприємства нафтової, газової, хімічної промисловості, а також підприємства, які виробляють та використовують радіоактивні, сильнодіючі-отруйні, пожежо- і вибухонебезпечні речовини та біологічні засоби.

Вивчення причин виникнення аварій, катастроф та дії чинників ураження, стихійних лих чи зброї масового ураження на людей, тварин, рослин, сільськогосподарську продукцію, воду, а також знання методів і способів запобігання виникненню НС та ліквідації їхніх наслідків може значно зменшити ураження людей та мінімізувати збитки.

Згідно з вимогами Конституції держави та законів України з питань цивільної оборони і цивільного захисту, в Україні створена «Єдина державна система запобігання та реагування на надзвичайні ситуації» (ЄДС-НС), яка передбачає створення необхідних сил, засобів, та резервів, що спрямовуються на підвищення стійкості роботи об’єктів будь-якої форми власності при виникненні НС.

Відповідно до основного закону держави - Конституції України - кожен її громадянин має право на захист свого життя і здоров’я.

Часто в умовах НС виникає загроза життю людей. Тому питанням захисту населення від негативних наслідків НС держава приділяє велику увагу.

Головними напрямками в діяльності керівників об’єктів, тобто начальників ЦО, служб та органів управління ЦО є забезпечення надійного захисту населення та співробітників підприємств.

Це досягають:

         створенням надійної системи визначення загрози НС та оповіщення персоналу і населення про виникнення НС;

         своєчасним будівництвом захисних споруд з потрібними захисними властивостями та підтриманням їх у готовності до укриття людей;

         своєчасним накопиченням засобів індивідуального захисту ;

         плануванням та практичним здійсненням заходів з евакуації людей з районів можливого негативного впливу наслідків НС;

         захистом продуктів харчування, питної води,фуражу від біологічних, хімічних та радіаційних засобів зараження;

         навчанням людей умінню застосувати засоби захисту та діяти в НС та ін.

Конкретні заходи з заходу співробітників на об’єкті можуть бути різними залежно від стану, умов та характеру виробництва з урахуванням попередньої оцінки фактичного стану у зоні лиха. Ці матеріали розроблено відповідно до вимог законів України:

·        «Про цивільну оборону України»;

·        «Про захист населення і територій у надзвичайних ситуаціях

техногенного та природного походження»;

·        «Про правові засади цивільного захисту», а також враховано основні

положення «Єдиної державної системи запобігання та реагування на надзвичайні ситуації» та програми підготовки студентів вищих навчальних закладів з дисципліни «Цивільна оборона».

Розробки у дипломному проекті цього розділу та питань ЦО сприяє навчанню студентів та підготовці їх до самостійного практичного виконання заходів цивільного захисту та цивільної оборони на підприємствах по забезпеченню надійного захисту співробітників у НС як мирного так і воєнного часу у якості керівника відповідного рівня.

6.2.2 Вимоги безпеки під час експлуатації великовантажних автомобілів та інших технологічних транспортних засобів

Допуск працівників (водіїв) до керування великовантажними автомобілями та іншими технологічними транспортними засобами здійснюється відповідно до вимог Правил дорожнього руху.

Посадова особа АТЦ (ГТЦ) повинна організовувати та забезпечувати проведення медичного контролю водіїв перед виїздом на лінію відповідно до вимог Положення про медичний огляд кандидатів у водії та водіїв транспортних засобів.

Водію заборонено: виїжджати з АТЦ (ГТЦ) на несправному великовантажному автомобілі або іншому технологічному транспортному засобі; керувати великовантажним автомобілем або іншим технологічним транспортним засобом в стані алкогольного сп’яніння, перебуваючи під впливом наркотичних чи токсичних речовин; керувати великовантажним автомобілем або іншим технологічним транспортним засобом у хворобливому стані, у стані стомлення, а також перебуваючи під впливом лікарських препаратів, що знижують швидкість реакції на виникнення небезпеки під час руху автотранспорту та увагу за ситуацією на автодорозі.

Під час експлуатації великовантажних автомобілів та інших технологічних транспортних засобів необхідно дотримуватися вимог Правил дорожнього руху.

Під час експлуатації великовантажних автомобілів та інших технологічних транспортних засобів у вибухо- та пожежонебезпечних виробництвах повинна бути забезпечена вибухо-, пожежобезпечність (великовантажні автомобілі та інші технологічні транспортні засоби повинні бути обладнані спеціальними іскрогасниками; робочі поверхні вантажозахватних засобів повинні бути виконані з матеріалів, що не утворюють іскри).

Висновки

. Розроблені розрахункові схеми та математичні моделі найбільш розповсюджених варіантів барабанних гальмівних механізмів, які настосовуються на колісних дорожніх машинах.

. Запропоновано методику одержання фрикційних характеристик і вигляді трифакторних аналітичних, та графічних залежностей коефіцієнтів тертя від температури, швидкостей ковзання та тиску у фрикційній парі.

. Розроблено методику та здійснено параметричну оптимізацію барабанного гальмівного механізму, в результаті чого визначені такі його параметри, при яких гальмівний момент збільшується на 17-23% при незмінній конструктивній схемі та незмінних габаритах гальмівного механізму.

. Доведено, що метод скінчених елементів можна ефективно використовувати для визначення температурного режиму гальмівного механізму ще на стадії його проектування.

. Найбільш напруженим у тепловому відношенні для гальмівних механізмів є попередній етап випробовувана.

. Максимальне значення температури в парі тертя гальмівного механізму становила 260˚С, що обгрунтовало необхідність застосування металокерамічних фрикційних накладок.

. Запропонована конструкція давача для діагностування температурного режиму накладки.

Список використаних джерел

1. Автомобили: Конструкция, конструирование и расчет. Системы управления и ходовая часть: Учеб. пособие для вузов/ А.И. Гришкевич, Д.М. Ломако, В.П. Автушко и др.; Под ред. А.И. Гришкевича. - Мн.: Выш. шк., 1987. - 200 с.

. Вопросы динамики торможения и теории рабочих процессов тормозных систем автомобилей/ Генбом Б.Б., Гудз Г.С., Демьянюк В.А. и др. - Львов: Вища школа. Изд. при Львов. ун-те, 1974. - 234 с.

. Метлюк Н.Ф. Исследование и расчет тормозных механизмов. Часть 2// Автомобильная промышленность. - 1968. - № 5. - С. 20 - 21.

4. Дем’янюк В.А. Параметрична оптимізація барабанного гальмового механізму з колодками, що мають дві степені вільності// Зб. наук. пр. Асоціації “Автобус” “Проектування, виробництво та експлуатація автотранспортних засобів і поїздів”. - Львів, 1999. - Вип. 2. - С. 35 - 39.

. Дем’янюк В.А. Визначення необхідних значень гальмівних моментів при проектуванні гальмівної системи автомобіля та автопоїзда// Вісник Львів. політехн. ін-ту № 121. Деякі питання динаміки машин. - Львів: Вища школа. Видав. при Львів. держ. ун-ті. - 1978. - С. 59 - 61.

6. Любушкин В.В., Розанов В.Г. Расчет пневматического привода к тормозам автомобилей и автопоездов// Тр. НАМИ. - М., 1960. - Вып. 20. - 1960. - 131 с.

. ДСТУ UN/ЕСЕ R 13-09:2002. Єдині технічні приписи щодо офіційного затвердження дорожніх транспортних засобів категорій M, N i O стосовно гальмування. - Введ. 24.07.02. - Київ: Вид-во стандартів, 2002. - 193 с.

8. Единообразные предписания, касающиеся официального утверждения транспортных средств категорий М, N и О в отношении торможения (Правила № 13 ЕЭК ООН). - Женева: 1998. - 261 с.

9. Булгаков Н.А., Гредескул А.Б., Ломака С.И. Исследование динамики торможения автомобиля. - Харьков: изд. ХГУ, 1962. - 36 с.

.Бухарин Н.А., Прозоров В.С., Щукин М.М. Автомобили. - Л.: Машиностроение, 1973. - 504 с.

. Басов К.А. Ansys в примерах и задачах/ Пол общ.ред. Красновского Д.Г-М.: Компьютер пресс, 2002-202с.

. Басов К.А. Ansys справочник пользователя. - М.:ДМК Пресс, 2005-64с.

. Огородникова О.М. Введение в компьютерний конструкционный анализ, Екатеринбург. УГТУ-УТИ, 2001-50с.

. Жидков А.В. Применение систем Ansys к решению задач геометрического и конечно-элементного моделирования. Нижний Новгород. 2005-115с. 2001-110с.

. Югов В.П. Решение задач теплообмена. Представительство CAD-FEM GmbH: Москва