联合制动范文

联合制动范文（精选7篇）

联合制动 第1篇

随着列车的不断提速,尤其是动车组在客运列车中的大规模应用,我国的铁路客运开始进入高速列车的时代。随之而来的就是对列车的安全性提出了更高的要求。目前,铁道车辆的主要制动方式是粘着制动,一般配备有踏面或盘形摩擦制动;而在高速列车中,为了避免轮对踏面被擦伤,其基础制动形式普遍采用了盘形制动和电阻制动装置。但这些制动方式都属于粘着制动,制动力的大小受到粘着系数的限制;同时,粘着系数又随列车制动初速度的增加而下降(图1),从而使得制动力也相应的随制动初速度的增加而减小。此外,高速列车制动时初速度高,具有很大的动能,在规定的制动距离内要转化并耗散这样大的能量,单靠传统的粘着制动方式也根本无法完成。这就使得高速列车必须改进原有的制动方式,采用新的制动体系。国外高速铁路采用直流电机或同步电机传动时,动车采用电阻制动和盘形制动,拖车采用永磁磁轨制动和盘形制动;采用交流异步电机传动时,动车采用再生制动和盘形制动,拖车采用永磁磁轨制动和盘形制动[1]。在国内,根据现有的技术条件,高速列车的制动采用粘着制动为主、磁轨制动等非粘着制动为补充的联合制动系统,是一种经济效益和技术性能较好的制动系统。

磁轨制动技术是近几十年发展起来的一种新型制动方式,因其原理简单、无摩擦和高可靠性而在不同的领域都获得应用。它包括电磁轨道制动和永磁轨道制动两种形式,其中永磁轨轨制动以其不消耗能量、免维护、高速制动性能好等优点得到了广泛的重视。同时永磁磁轨制动装置应用于列车时不影响列车粘着,当列车运行在高速区间时制动特性平坦,制动力大,因而成为高速列车联合制动方式中的一种。

1 永磁磁轨制动器的优点及工作原理

1.1 优点

在国外,城市轻型轨道列车上采用电磁轨道制动已经很多年。其基本结构是在转向架上,同侧两轮之间正对钢轨上方悬挂一条形电磁铁。制动时电磁铁励磁,强大的吸力将电磁铁吸于钢轨表面,电磁铁极靴与钢轨表面滑动摩擦力即为制动力。永磁轨道制动相对于电磁轨道制动的本质区别在于,除了开始制动时需要提供驱动永磁轨道制动器的能源外,一旦制动,永磁轨道制动不再需要外部能源。因此,在紧急制动过程中,不需要蓄电池提供能量。当列车静止时,制动仍将有效,而且在无外部能量供应的情况下可长期保持;因此它可用于列车停车时的防溜制动,并可取代列车上的手制动,从而可以简化列车制动结构,减少所需部件的数量,并有助于实现列车的轻量化。此外,由于磁轨制动属于非粘着制动,因此其产生的制动力不仅与粘着系数无关,而且由于永磁体和轨道之间的吸力,反而可以改进轮轨间的粘着状态,提高粘着系数,从而增强粘着制动力。

1.2 工作原理和结构

影响永磁磁轨制动器制动能力的因素主要包括永磁体所能产生的磁力大小、和轨道相接触的磨耗板所使用的材料以及制动器的整体结构设计。永磁体所选用的材料不同,其磁能积也就会有很大的差别;目前在永磁体中广泛采用的材料是以钕、铁和硼等元素组成的化合物[2],相比以前采用的碳钢其磁能积提高了五十倍以上,这也使得制造由永久磁铁来获得制动力的新型磁轨制动器变得可行;此外,磁力线通路中的任何空气间隙都将降低有效磁力(图2),而永磁磁轨制动器最大的空气间隙出现在磨耗板和轨道之间,因此需要从制动器的整体结构上来保证该气隙最小。在此过程中,磨耗板与轨道摩擦产生的金属碎屑将会进一步增大气隙,因此需要在制造磨耗板的时候选择合适的材料和结构。同时,选择材料的差异将会影响到磨耗板与钢轨间的摩擦系数,从而直接影响制动器所能产生的制动力的大小。

永磁制动技术在轨道交通的应用主要包括旋转型永磁制动器和直线型永磁制动器两种形式。由于旋转型永磁制动器需要安装在车轴上来工作,而如今高速列车上粘着制动普遍采用安装在车轴上的盘形制动器来提供制动力,因此在布置位置上常常和盘形制动器相冲突,所以在高速列车上通常采用直线型永磁制动器。直线型永磁制动器的安装方式与电磁轨道制动器相类似,安装在转向架的车轴之间,因此可以通过增加永磁体的长度来增加制动力。直线型永磁制动器组成如图3所示,由制动箱体、磨耗板、传力导柱、旋转机构和悬挂装置等组成。工作状态时,升降气缸作用使永磁制动器靠近铁轨。在旋转机构作用下,永磁体在制动箱体中旋转,磁力线在永磁体和铁轨中形成闭合回路,磁铁的吸引力使得磨耗板和钢轨间产生压力,从而产生摩擦力,由此提供所需的制动力。非工作状态时,升降气缸作用使永磁制动器远离铁轨。旋转机构作用下,永磁体在制动箱体中旋转,磁力线被屏蔽在箱体内,不通过铁轨,从而不产生制动力。

由于列车在运行过程中,有些情况下可能要求制动距离较短,此时就可利用磁轨制动参于常规制动或紧急制动。同时,磁轨制动系统增加了车轮与轨道的压力从而也可以增强粘着制动的效果。因此,在加速制动或紧急制动过程中,就会出现磁轨制动与基础制动联合工作的情形,此时就必须对多种制动系统联合工作时的控制策略进行研究。

2 联合制动分析及控制目标的确定

由于高速列车制动初速度高,其动能是常速列车的几倍,采用单一的轮轨制动方式根本无法满足制动距离的要求,因此高速列车在制动过程中通常采用盘形制动、电阻制动、磁轨制动、涡流制动、再生制动等多种制动模式相结合的形式。由于各种制动方式均具有不同的特点,如电阻制动技术成熟;再生制动能回收大部分动能;磁轨制动磨耗大,适用于紧急制动;盘形制动是高速列车主要制动方式;涡流制动波动小,制动力矩较大。因此多种制动方式协同工作,可充分发挥各自的特点,提高列车高速时的制动能力。

列车高速制动时,轮对粘着系数下降,盘形制动又由于升温过快过高导致摩擦面间磨损加剧,摩擦系数不稳定,使制动效能降低。因此在列车高速紧急制动时,可以利用磁轨制动来增加制动效能,提高粘着系数,缩短制动距离;当列车常规制动时,则可辅以磁轨制动来改善主制动器的工作状况,减少摩擦面的磨损,提高使用寿命;当列车停车时,则可用磁轨制动来做为列车的驻车制动。由此可实现多种用途,起到简化制动系统结构,保护盘形制动器的目的。

根据文献[3]中的规定,运行速度160km/h以上至200km/h的旅客列车其紧急制动距离的限值为2000m,而速度大于200km/h的高速列车的制动距离现在还未明确限定。根据此项规定,可以确定速度为200km/h的高速列车紧急制动时的控制目标为:

3 联合制动策略的制定

根据以上分析,联合制动的控制策略可以分成以下三个部分:

1)第一部分(Ⅰ):紧急制动过程

此阶段由于需要满足制动距离的强制要求,因此需要多种制动方式同时工作,并且达到最大的制动能力;此时磁轨制动也需要充分发挥其制动效能,从而起到提高粘着能力缩短制动距离,的作用。

2)第二部分(Ⅱ):常用制动过程

此阶段没有强制限定制动距离,而且从列车的乘坐舒适性考虑,制动强度相对较低,因此通常盘形制动器就可以满足制动要求;此阶段磁轨制动器可发挥部分的制动能力,从而改善主制动器的工作状况,减少摩擦副的磨损,提高使用寿命。

3)第三部分(Ⅲ):驻车制动过程

此时列车处于静止状态,磁轨制动器代替传统的手制动实行防溜制动。为了保证列车驻车可靠,此时磁轨制动器应该发挥最大制动效能。由于此时磨耗板与钢轨间没有相对滑动,故驻车制动对磁轨制动器不产生磨损和热量。同时,制动施行后不需外部能量供应,因此可以长时间的可靠制动。

驻车制动时,只单独采用磁轨制动方式;其他情况下则采用多种制动方式的联合制动;紧急制动时,各种制动方式制动强度达到最大,常用制动时,则根据列车运行工况进行调整。

图4是联合制动控制过程示意图,图5是整个控制策略流程图。

4 采用联合控制后列车制动距离分析

采用上述控制策略后,可以通过计算紧急制动距离来对比采用磁轨制动器前后的制动距离的变化。根据文献[4]提出的列车紧急制动距离限值的核定原则及方法,轮轨式高速列车紧急制动距离的计算可以按式(2)进行。

式中,SX为紧急制动距离计算值(m);Sk为紧急制动空走距离(m);Se为紧急制动有效距离(m);∆为安全距离(m);tk为紧急制动空走时间(s);vmax为允许的最高运营速度(km h);v为列车实际运行速度(km/h),紧急制动时按照v=vmax/2进行简化处理[5];γ为回转质量系数;µb为制动粘着系数;ω为列车单位基本阻力(N/kN);α为非粘制动力与粘着制动力的比值,即非粘制动比例系数;x为粘着系数利用程度。

在式(2)中,通过系数α考虑了磁轨制动等非粘制动方式对制动距离的贡献,当只使用粘着制动时,取α=0,而当需要采用非粘制动方式时,α=0.1~0.2,最高可取到0.4。

以X2000摆式电动车组为例,根据该型列车的相关参数[6],计算列车以最高运行时速200km/h进行紧急制动时的制动距离,表1为公式(2)~(4)中的各系数取值;表2为x及α分别取不同值时的紧急制动距离。

由表2数据可以看出,当高速列车仅采用粘着制动时,若粘着系数利用程度x=0.9,此时列车紧急制动距离刚好满足文献[3]中规定的要求(Sx=1966m);一旦粘着制动系统不能可靠工作且磁轨制动系统不参与工作(x=0.8,α=0),由表2数据可得该工况下列车的制动距离Sx=2177m,将显著超过制动距离2000m的限定要求。若此时能引入磁轨制动(x=0.8,α=0.1),制动距离则能基本满足要求(Sx=2004m)。若进一步提高磁轨制动的比例系数(x=0.8,α=0.2),则制动距离可以进一步缩短(Sx=1860m),完全满足限定值要求。由此表明,相比单一粘着制动,采用联合制动后,列车的制动距离有显著缩小,说明磁轨制动作为辅助制动可有效的发挥作用。

单位:m

5 结论

高速列车的制动系统是一个多部件,多种制动方式相结合的系统,它的动态特性复杂,并且制动性能直接影响整车的性能和行驶的安全性。采用磁轨制动系统作为辅助制动方式,可以有效的缩短制动距离,缓解主制动方式的工作状况,提高制动系统使用寿命。多制动系统的联合控制,则可使多种制动方式协同工作,发挥相互的互补作用,提高列车的制动安全性和行驶可靠性。

摘要：介绍了永磁磁轨制动器的优点和工作原理,分析了影响磁轨制动器制动能力的主要因素;阐述了高速列车中应用磁轨制动并进行联合制动的必要性,对联合制动的控制策略和流程进行了分析;在此基础上应用公式计算了采用联合控制前后高速列车紧急制动距离的变化,计算结果表明在高速列车中采用磁轨制动可显著缩短制动距离,改善主制动系统的工作状况。

关键词：永磁磁轨制动,联合制动,控制策略,制动力,制动距离

参考文献

[1]何仁,牛润新.永磁磁轨制动技术在轨道交通中的应用[J].中国安全科学学报,2007,17(1):167-171.

[2]范燕.永磁轨道制动[J].国外铁道车辆,1997(5):34-37.

[3]中华人民共和国铁道部.列车牵引计算规程[M].北京:中国铁道出版社,1999.

[4]黄问盈,杨宁清,黄民.我国铁道列车紧急制动距离限值核定原则的探讨[J].中国铁道科学,2003,24(1):79-87.

[5]陈士全,孙中央.列车制动距离计算方法的简化[J].铁道机车车辆,2000(2):28-29.

联合制动 第2篇

如今世界许多企业正在开发可以驱动装载机等重型车辆的液压混合传动系统, 并且取得了显著的突破。液压混合动力技术是采用高压液体取代电流来驱动车轮运转, 比传统的混合动力技术成本更低, 更具节能减排的效果。

1 联合制动原理

与液压再生系统储存的液压能用于车辆起步不同, 联合制动机理在于将储存的液压能用于车辆制动。即将电液动力制动系统中用以向制动器供液的蓄能器与再生制动系统中用以储存回收制动能量的蓄能器连接到一起, 将再生制动蓄能器中的液压油充入电液制动蓄能器中, 形成节能型电液动力制动系统;这一改进使得再生能量不再仅仅局限于应用在工程车辆的驱动上, 实现了再生能量更高效地利用, 从而使工程车辆的节能效果更佳[1]。

2 联合制动过程数学建模

2.1 电液制动过程压力建立数学模型

1) 比例电磁铁线圈回路的电压方程。比例电磁铁控制线圈端电压为

式中:u0为放大器输出电压;Kb为动生反电动势系数;xv为衔铁位移;Rc为单个线圈的电阻;rp为放大器内阻;i为通过线圈的电流;L为单个线圈的电感。

2) 衔铁输出的推力方程。衔铁在磁场中受到电磁力的作用, 在工作行程范围内, 电磁力为

式中:Ki为比例电磁铁的电流-力增益;Kxe为比例电磁铁的电磁弹簧刚度 (位移-力增益) 。

3) 阀芯力平衡方程。将衔铁及推杆与控制阀芯看作一体, 对阀芯进行受力分析, 忽略卡紧力, 则作用于控制阀芯上的力平衡方程为

式中:p2为工作压力;Am为压力检测阀芯端面面积;M1为阀芯、弹簧、液柱等的等效质量;B1为综合阻尼系数;K1为弹簧刚度;Ks为液动力刚度系数;x01为对中弹簧预压缩量;xv为阀芯位移。

4) 阀芯节流口流量方程。减压阀节流口的流量为

式中:Cd为流量系数;ρ为液压油密度;A1为P口到A口的节流口开口面积。

5) 制动轮缸在制动过程中的动态数学模型。活塞受力平衡方程为

式中:A2为制动轮缸端面面积;M2为制动轮缸活塞及附件等效质量;B2为轮缸活塞黏性阻尼;K2为轮缸弹簧刚度;x02为轮缸弹簧预压缩量;x为轮缸活塞位移;FL为施加于制动盘上的制动力。

进入轮缸的流量为

式中:Vw为轮缸容积;Ew为轮缸的等效体积弹性模量。

6) 蓄能器数学模型。忽略油液的压缩性, 蓄能器排出的流量方程为

式中:p0、V0分别表示蓄能器的基准压力和有效容积;pA为蓄能器压力上限;n为热力学常数, 取n=1.4;p1为蓄能器出口压力;C为蓄能器排液液容。

根据式 (1) ~式 (7) 建立仿真模型如图1所示。

2.2 联合制动建模

联合制动时, 车轮既受来自电液制动蓄能器二次柱塞元件的制动力, 也受到来自传统的液压制动力, 即制动器制动力。对车辆进行受力分析, 得到装载机在制动过程中的力平衡方程为:

式中:F1为制动器产生的车轮制动力;а为装载机制动减速度;Fr为制动时液压泵轴产生的车轮制动力。

式中:Th为制动过程中能量回收液压泵轴扭矩;ph为能量回收液压泵出口压力;qh为能量回收液压泵排量;pc为蓄能器最高压力, Vc为pc所对应容积;pt为蓄能器最高压力, Vt为pt所对应容积;β为多变指数, 气体在绝热条件下工作时为1.4。

在制动能量回收过程中, t时刻液压蓄能器压力与能量回收液压泵对外输出压力大小相等, 所以:

Vt=V0-△V。 (13)

式中, △V为制动时充入液压蓄能器液压油容积, 且

式中:nh为能量回收液压泵转速;t0为制动初始时刻。

式中:vt为时刻装载机车速;i0t为装载机主传动比;ih为能量回收液压泵轴到传动轴传动比;r为装载机车轮半径。

由式 (8) ~式 (16) 的再生制动模型与式 (1) ~式 (7) 电液制动模型可建立装载机联合制动过程模型 (如图2) 。

经过多次制动, 当电液制动蓄能器压力降到最低值时, 再生制动蓄能器为电液制动蓄能器充液, 充液仿真模型如图3所示。

3 仿真结果比较

分析一次制动过程所回收的能量。设装载机初速度为v0=11 km/h=3.06 m/s, 电液制动蓄能器的压力为14 MPa。图4为联合制动和电液制动的仿真结果比较。

由图4 (a) 可知, 电液制动最大制动减速度为1.7 m/s2, 联合制动最大制动减速度为2.5 m/s2;由图4 (b) 可知, 电液制动时间为3.5 s, 联合制动时间1.25 s;由图4 (c) 可知, 电液制动时制动距离为5.6 m, 联合制动时制动距离为2 m。联合制动比电液制动节约时间2.25 s, 制动效率提高64.3%。

对能量回收模型与电液制动模型进行仿真可知, 联合制动消耗的能量与回收的能量如图4 (d) , 联合制动过程中消耗能量为87 000J, 回收能量为58 000J, 一次制动节约能量33.3%。

制动过程中再生制动蓄能器压力从15 MPa升高到18.2 MPa, 电液制动蓄能器压力从14 MPa降低到13.3 MPa, 如图5 (a) 所示。经过多次制动, 当电液制动蓄能器压力降低到下限值时, 再生制动蓄能器为其充液。充液过程中再生制动蓄能器压力从18.2 MPa降低到15 MPa, 电液制动蓄能器压力从11 MPa升高到14 MPa, 如图5 (b) 所示。如此进行电液制动、能量回收与动力调节的循环。

4 试验验证

为验证节能型电液动力制动系统仿真模型的正确性, 更好地实现动力调节与制动性能, 根据联合制动工作原理设计了用于试验研究的制动系统, 如图6所示。

该试验系统主要由液压源 (泵站) 、试验用车辆底盘、电液动力制动系统与动力调节系统及测试设备等组成。将试验得到的再生制动蓄能器与电液制动蓄能器的压力变化曲线与仿真结果进行对比, 如图7所示。虽然在试验过程中, 当电磁换向阀开启时两蓄能器存在一定的压力波动, 但仿真与试验结果基本吻合, 所建立的仿真模型能够反映动力调节系统的动态特性。

1.制动器2.制动器入口压力、流量传感器3.蓄能器出口压力传感器4.比例减压阀5.液压蓄能器6.比例放大器控制柜7.电子踏板

将再生制动蓄能器充入压力后, 接通再生制动蓄能器出口处电磁换向阀与电液制动蓄能器入口处电磁换向阀, 再生制动蓄能器内的液压油流入电液制动蓄能器中, 得到动力调节过程中流量与压力的变化曲线如图8所示。

由图8可知, 当再生制动蓄能器的充液压力为13 MPa, 电液制动蓄能器的充液压力为8 MPa时, 接通两个电磁换向阀, 再生制动蓄能器为电液制动蓄能器充液。在两蓄能器压力变化的瞬间, 产生压力波动。随着电磁换向阀的打开, 再生制动蓄能器压力逐渐下降, 电液制动蓄能器压力逐渐上升, 且速度越来越快。当电磁换向阀完全打开时, 再生制动蓄能器压力迅速下降, 电液制动蓄能器压力迅速上升, 直到两蓄能器压力相等, 充液停止, 流量接近于零。

5 结论

在论述工程车辆联合制动和能量回收的原理的基础上, 建立了联合制动和能量回收的数学模型;运用Matlab/Simulink软件对整车联合制动和能量回收进行建模和仿真。仿真结果表明, 联合制动相比电液制动而言, 制动效率提高64.3%, 一次制动节约能量33.3%。对联合制动系统进行试验验证, 结果表明, 无论是再生制动蓄能器还是电液制动蓄能器的压力曲线都与仿真曲线很好地吻合, 从而证明仿真研究的正确性与可靠性。

摘要：阐述了联合制动与能量回收机理。建立了能量回收与联合制动的数学模型, 利用Matlab/Simulink仿真软件分析和计算了一次制动过程中制动效率和能量回收的情况。结果表明, 制动过程中进行能量回收可以很好地提高制动效率且节约能源。利用综合试验台进行了能量回收与动力制动试验, 试验结果很好地验证了仿真结果的正确性和可靠性。

关键词：联合制动,能量回收,建模仿真,实验研究

参考文献

[1]赵方, 林慕义, 陈唐建, 等.工程车辆节能型电液动力制动系统试验研究[J].液压与气动2013 (1) :28-31.

[2]石荣玲.装载机并联液压混合动力系统设计与控制策略研究[D].徐州:中国矿业大学, 2011.

[3]张正飞.装载机并联式混合动力系统控制策略研究[D].长春:吉林大学, 2013.

[4]胡小冬.并联式液压混合动力重型车的分析与仿真[D].长春:长春:吉林大学, 2009.

[5]赵岩.并联液压混合动力汽车制动系统建模和仿真研究[D].长春:吉林大学, 2009.

[6]Takayoshi E.Hybrid power supply system:United States Patent, 7439631[P].2008-11-21.

制动器制动温度对制动性能的影响 第3篇

制动性能是车辆最为重要的主动安全性能, 其稳定性与行车安全密切相关。摩擦材料对温度的敏感性是制动稳定性的主要影响因素之一。在制动过程中, 整车的运动动能通过摩擦材料与制动器间的摩擦转化为其他形式的能量, 其中, 约90%转化为热能, 表现为制动器温度的升高。随着温度的上升, 摩擦材料的表面膜、机体表层发生复杂的物理和化学变化, 从而导致摩擦系数发生明显变化。

摩擦材料的摩擦系数在较低的温度区间随着温度的升高而增加;但在温度持续升高时, 摩擦材料发生热衰退, 摩擦系数随着温度的升高而降低;而当温度降低到低温区间后, 摩擦系数又会逐渐恢复。摩擦材料的这一特性使制动器的制动性能不同温度下发生明显变化。

不同的摩擦材料对温度的敏感特性不同。目前, 汽车制动器所使用的摩擦材料主要有无石棉有机摩擦材料、粉末冶金摩擦材料、金属陶瓷摩擦材料、新型混杂纤维摩擦材料、新型陶瓷摩擦材料等。其中, 粉末冶金摩擦材料和金属陶瓷摩擦材料应用较为广泛。

粉末冶金摩擦材料是以金属及其合金为基体, 添加摩擦组元和润滑组元, 用粉末冶金技术烧结形成的复合材料, 具有较好的高温强度、耐热性、热稳定性和经济性;金属陶瓷摩擦材料是由金属基体、润滑组元和陶瓷组分组成的复合材料, 也是采用粉末冶金工艺制备而成, 其具有较高的热容量、良好的热导性、耐高温、耐磨、摩擦系数高、寿命长等特点, 在高温下仍能保持优良的性能。

本文选取了4种不同类型的汽车制动器, 并通过制动器台架试验, 对制动器制动性能随温度的变化规律开展研究。

2 试验设备及方法

2.1 试验设备

制动器惯性试验台能够利用制动器台架试验再现实车制动过程, 并模拟实车制动的冷却条件, 广泛应用于制动器总成性能测试。试验台由计算机、液压系统、控制系统、主轴及主轴驱动系统、惯量系统等构成。计算机控制试验台的启停并记录试验数据;液压系统为受试件提供制动压力;控制系统接收计算机控制指令并实施主轴驱动和制动控制;主轴由直流电机驱动, 用于获得制动初速度;惯量系统由不同惯量的等比飞轮构成, 可以模拟不同类型车辆的行驶惯量。

2.2 安装方法

按照文献4规定, 为被测样品的制动蹄片、制动衬片安装测温热电偶, 并将被测样品安装在制动器惯性试验台上。

2.3 试验方法

以65km/h的速度, 3.5m/S2的减速度进行200次磨合制动 (初始制动温度不超过120℃) , 然后进行第一次衰退试验:

初次制动初温:78~80℃;

制动初速度:最高设计车速不超过140km/h时, 为80km/h;最高设计车速超过140km/h时, 为100km/h;

制动压力:第1次制动减速度为4.41km/h, 后续制动与第一次制动的压力相同;

制动次数:10次;

制动周期:45s;

冷却条件:关闭送风系统

完成上述试验后, 以65km/h的速度, 3.5m/S2的减速度进行20次磨合, 然后按照第一次衰退试验的试验条件重复试验, 记为第二次衰退试验。

3 试验结果分析

记录试验过程中初始制动温度、终止制动温度、平均制动力矩、制动压力、制动减速度等试验参数, 并计算单位管路压力下的平均制动力矩 (下文记为单位平均制动力矩) 。衰退试验中, 制动力矩下降和升高的程度, 用衰退率来表示, 按式1和式2计算:

式中:Fa、Fa’为衰退率;MB为第一次制动时的平均制动力矩, Nm/MPa;MBmin为第二次与最后一次制动间的最小单位平均制动力矩, Nm/MPa;MBmax为第二次与最后一次制动间的最大单位平均制动力矩, Nm/MPa。

3.1 样品1, 鼓式制动器, 采用粉末冶金摩擦材料

两次衰退试验中, 随着温度的升高, 制动减速度与单位平均制动力矩均呈下降趋势。低于100℃时, 制动器具有最佳制动性能, 而10次连续制动后, 温度上升至近250℃, 制动效能的衰退率也高达近40%。

进行曲线拟和, 可得单位平均制动力矩与温度的关系, 曲线见图1。

式中:MB1为第一次衰退试验的单位平均制动力矩, Nm/MPa;T1为第一次衰退试验的制动器温度, ℃;MB2为第二次衰退试验的单位平均制动力矩, Nm/MPa;T2为第二次衰退试验的制动器温度, ℃;下文符号含义同上。

3.2 样品2, 鼓式制动器, 采用金属陶瓷摩擦材料:

第一次衰退试验中, 随着温度的升高, 制动减速度与单位平均制动力矩均呈上升趋势, 在近300℃的高温下, 制动器获得最佳制动性能;而在第二次衰退试验中, 最佳制动效能对应的温度区间为170℃~230℃, 温度继续升高时, 制动减速度和单位平均制动力矩虽然有所降低, 但其稳定性较好。可见, 采用了金属陶瓷摩擦材料的制动器在较高的温度下仍能获得较高制动效能。

进行曲线拟和, 可得单位平均制动力矩与温度的关系, 曲线见图2。

3.3 样品3, 盘式制动器, 采用金属陶瓷摩擦材料

两次衰退试验中, 随着温度的升高, 制动减速度和单位平均制动力矩有所降低, 但在200℃~400℃的温度下, 制动器能够获得较为稳定的制动效能。

进行曲线拟和, 可得单位平均制动力矩与温度的关系, 曲线见图3。

3.4

样品4, 盘式制动器, 采用粉末冶金摩擦材料200℃时, 制动器能够获得最佳制动性能, 但在第二次衰退试验中, 由于持续制动, 温度急剧升高至近500℃, 制动效能也有较为明显的衰退, 可见其制动效能的稳定性较差。

进行曲线拟和, 可得单位平均制动力矩与温度的关系, 曲线见图4。

4 总结

综合本文上述分析, 可得以下结论:

制动器制动性能的热稳定性与摩擦材料密切相关;采用金属陶瓷摩擦材料的制动器较采用粉末冶金摩擦材料制动器具有更好的热稳定性;

在200℃~400℃的高温区间, 采用陶瓷摩擦材料的制动器仍具有较高的制动效能或是稳定的制动性能, 而采用粉末冶金摩擦材料的制动器则会出现明显的热衰退现象;我国汽车行业推荐标准QC/T 564-2008规定进行制动器制动效能测试时, 参考试验的制动初温均为 (80±2) ℃, 但新型制动材料往往在较高的温度区间上具有更为稳定的性能, 因此, 对应用了新型摩擦材料的制动器, 上述制动初始温度的规定有待商榷。

随着新型摩擦材料研究的出现, 相关标准的部分条款已不再广泛使用, 只有不断细化、更新标准技术内容, 开展标准研讨才能充分发挥其指导作用, 推动制动技术向前发展。

摘要：摩擦材料的特性决定了制动器的制动性能对温度的敏感程度, 这是制动性能稳定性的主要影响因素之一。不同摩擦材料热衰退性能有较大差异, 本文对采用粉末冶金摩擦材料的制动器和采用陶瓷摩擦材料的制动器进行了试验研究, 对比分析了其性能差异。

关键词：汽车,制动,稳定性,热衰退

参考文献

[1]马卫平, 野南海.汽车用摩擦材料国外研究进展[J].企业技术开发, 2007, (05) :31

[2]马东辉, 张永振, 陈跃, 官宝.制动摩擦材料高速摩擦学性能的主要影响因素[J].润滑与密封, 2003, (06) :4447.

[3]韩翎.陶瓷摩擦材料配方的优化[D].北京:北京化工大学, 2006.

联合制动 第4篇

一、邢台矿副井提升机制动油压值的确定

(一) 提升系统总变位质量的计算

根据各种原因规定副井升回大件的重量最大不得超过5000kg, 升回人员时一次载荷重量为75×32=2400kg, 提矸时一次载荷重量为2300×2=4600kg, 升回大件时重量最重, 按升回大件计算系统的总变位质量:

(二) 副井绞车实际最大静张力和静张力差计算

1) 实际最大静张力Fjmax':

2) 实际最大静张力差Fc':

(三) 实际工作油压计算

1) 贴闸油压计算

式中:Px—实际最大静张力差时需要的贴闸油压, 单位为Mpa;

Fc—实际使用最大静张力差, 单位为N;

A—液压缸有效面积, 单位为mm2;

n—制动器液压缸数量;

K—制动力矩计算倍数。值可根据质量系数C计算, 当0

2) 实际工作油压值计算

式中:Px—实际最大静张力差时需要的贴闸油压, 单位为Mpa;

C—闸盘各阻力和, 按下式计算:

式中:P1—机器全松闸时, 为了保证闸瓦的必要间隙而压缩碟形弹簧之力, 折算成油压值P1=0.9MPa

P2—液压缸、密封圈、弹簧阻力, 折算成油压值P2=0.7MPa

P3—液压站制动状态的残压, 按最大残压计算P3=0.5MPa

由计算可得实际工作油压值为4.36Mpa, 为了有足够的制动力, 我们取油压值P=4.6Mpa。

(四) 按油压值为4.6Mpa计算制动力矩

1) 闸瓦正压力的计算

2) 制动器在制动盘上产生的制动力矩计算

3) 实际最大静力矩计算

4) 根据《煤矿安全规程》对制动力矩和制动减速度必须满足以下条件

即Mz>1.5Σm·R+Mj满足要求

二、出现的问题及原因分析和解决办法

一次意外停电, 造成副井提升机紧急抱车, 井底看到制动绳摆动幅度较大, 可能是由于制动力较大, 罐笼停止较快, 抓捕器动作;在车房内看到提升钢丝绳颤动大, 卷筒在极短时间内停止转动, 显然是制动力过大。

根据计算最大开闸油压符合要求, 闸间隙也在范围之内, 提升载荷变化不大, 故只能是二级制动失效引起的制动力较大。相关人员到现场调试二级制动, 从电控程序中看到二级制动延时时间为6秒, 把提升容器开到交中附近, 速度控制在0.3~0.5m/s, 按紧急停车按钮, 使提升机带二级制动紧急抱车, 结果发现压力传感器20的读数从最大压力很快就降为残压, 即在制动时游动卷筒制动器内油压不能保持压力, 相当于二级制动不起作用, 两个卷筒同时处于制动状态, 故制动力大, 出现了上述情况。

三、结语

制动油压值必须选择恰当, 油压值选择过小则制动力小, 不能及时的闸住车;油压值选择过大则制动力大, 系统发生故障, 提升机紧急制动时, 制动力大, 制动减速度大, 对提升机电机、减速机、主轴装置及钢丝绳冲击力大, 轻则减少其寿命, 重则引起断绳坠罐事故。

盘式制动器的制动效能分析 第5篇

关键词：盘式制动器,制动效能

随着汽车技术的发展和人们对汽车产品性能及质量要求的日益提高,一个汽车产品的设计周期越来越短,且一个全新汽车产品的概念开发和设计也日益提前,以适应激烈市场竞争的需求,所以在设计出样车之前,要对汽车设计的每个零部件有一定的了解,评价该零件是否满足设计要求,以避免零件达不到设计要求,造成成本的巨大浪费。本文以某款车型的制动器为例从理论上分析其制动效能,以判断其是否满足要求。

汽车的制动效能是指汽车迅速减速直至停车的能力。制动效能可用汽车以一定初速度行驶时,用最大制动强度制动到停车行驶过的距离或制动过程中产生的制动力、制动减速度来表示。本文的计算将主要从以上几个方面进行。

1 概述

该款车型的行车制动系统采用液压真空助力结构;前、后制动器均为盘式制动器,前制动盘为空心通风盘,后制动盘为实心盘;带真空助力器;制动管路为双回路X形布置,通过ABS调整前、后制动器的制动力分配。

2 整车基本参数及初选的制动系统主要参数

此款车型的整车基本参数见表1。

此款车型的制动器主要参数见表2。

3 前、后制动器制动力分配

3.1 对整车的制动受力分析

3.2 理想前后制动力分配

在附着系数为ψ的路面上,前、后车轮同时抱死的条件是:前、后轮制动器制动力之和等于附着力;并且前、后轮制动器制动力分别等于各自的附着力,可得;

3.3 同步附着系数的计算

由BF=Mb/F0 r,F0=P⋅π⋅d2/4(制动器的输入力)得:

式中:Mb为制动器制动力矩,N·m;0F为制动器的输入力,N。式中:P为轮缸液压,Pa。

制动器的制动力分配系数:

把表1、表2数值带入公式得:β=0.75,空载ϕ1=0.64,满载ϕ2=0.98。

我国目前的道路路面状况有较大改善,一般可达0.8左右。在满载状态下ϕ2=0.98时前后轮同时抱死。在此之前如无ABS系统作用总是前轮先抱死(安全状态),由于本车采用ABS调节前后制动器的制动力,故在任意附着系数路面时,前后轮都能同时抱死,所以选定的制动器参数是合理的。

4 制动力及管路压力、制动减速度及制动距离的校核

4.1 前后轮制动器制动力

一般制动管所能承受的最大压强:

得前轮制动器制动力:

后轮制动器制动力Fµ2=6199N。在ϕ2=0.98(满),前后轮同时抱死,可以得到地面的最大附着力Fϕ1=14336N,Fϕ2=4903N,此时液压管路中的压强P1=P2=7.9MPa。以上可以看出制动器提供的最大制动力大于地面的最大附着力,且满载情况下使得前后轮抱死的液压管路中的压强只有7.9MPa,远远小于制动管路所能承受的最大压强10MPa,所以由表1表2参数所算出的制动器的制动力及制动管路中的压强均满足要求。

4.2 制动减速度、制动距离

按照GB7258-2004《机动车运行安全技术条件》规定的路面进行满载和空载制动试验,路面附着系数要求ϕ≥0.7。因此,验证时取ϕ=0.7无ABS状态。

(1)空载时,路面附着系数0.7大于同步附着系数0.69。因此,空载制动时后轮先抱死,前轮后抱死,可得到空载制动减速度

(2)满载时,路面附着系数0.7小于满载同步附着系数0.99,在满载时前轮先抱死,后轮后抱死,可得到的满载制动减速度:

制动距离:

其中:v制动初始速度;T 2'+T2'/2制动器起作用时间,一般盘式制动器去0.25s。

当v=80km/h,S空=44m,S满=28m,当v=50km/h,S空=18m,S满=12m。

根据GB 7258-2004《机动车运行安全技术条件》得:空载乘用车辆平均减速度应不小于6.2m/s2,满载乘用车辆平均减速度应不小于5.9m/s2,速度v=50km/h满载时制动距离不大于20m,空载时不大于19m。GB12676-1999《汽车制动系统结构性能和试验方法》中要求速度v=80km/h时,制动距离≤50.67m。因此由表1、表2参数所算得的制动减速度及制动距离均满足设计要求。

5 结语

由以上计算可以看出,由表1、表2参数所算出的制动力及制动管路压力、制动减速度及制动距离都在国标要求范围之内所以表2所选取的制动器参数符合表1的整车要求,是合理的。

参考文献

[1]余志生.汽车理论[M].北京:机械工业出版社,2000.

[2]刘惟信.汽车设计[M].北京:清华大学出版社,2001.

安全制动器制动距离分析计算 第6篇

关键词：铸造起重机,安全制动器,制动距离

引言

根据中华人民共和国机械行业标准JB/T7688.5—2012要求, 铸造起重机主起升机构设置两套驱动装置, 在输出轴上无刚性连接时或主起升机构设置一套驱动装置时, 均应在钢丝绳卷筒上设置安全制动器。

铸造起重机设置安全制动器可以保护因卷筒断轴而造成的钢包失控问题, 但安全制动器安装在卷筒末端, 正常停车时与安装在高速轴的工作制动器的抱闸顺序会产生矛盾, 同时抱闸或比工作制动器快, 前端驱动没有停止, 末端强制停止, 就会造成机械结构的损伤。所以, 我们在控制安全制动器时, 总会增加一个延迟时间, 使安全制动器始终比工作制动器闭合晚, 减少机械冲击。如果延时太长就会造成制动距离大, 钢包倾斜, 失去加装安全制动器的意义。

电气工程师在现场调试时, 一定要先根据实际情况, 对制动距离做计算来给出安全制动器抱闸延时时间。以下针对某一台起重机为例, 对安全制动器制动距离进行分析计算。

根据其它现场检测的数据, 安全制动器比工作制动器延时0.2 s开始动作, 按照下列工况进行制动距离的计算, 所有计算都是在满载全速下降状态下进行:

1 原始参数

起重机起重量:200 t吊具重量:48 t

起升速度:8.1 m/min卷筒直径:1 500 mm

钢丝绳子直径:28 mm起重机起升机构倍率:8

工作级别:M7

工作制动器的型号:ZWZ3A 630/700

制动轮直径:630 mm

每个制动器最大制动力矩:Mgz=6 300 N·m

工作制动器的数量:2×2

安全制动器的型号:SHC25

制动盘直径:2 300 mm

每对制动头的制动力矩:230 k N·m

每个卷筒上制动头的数量:1

2 计算原理

通过卷筒上的受力进行计算见图1:

其中:Mgz为工作制动器的制动力矩, N·m;Mjz为紧急制动器的制动力矩, N·m;Mj为侧卷筒轴上由吊重引起的静转矩, N·m。

εj为卷筒的角加速度;as为钢丝绳下降的加 (减) 速度;J为侧全部运动质量换算到卷筒轴上的转动惯量, J=J1+J2;J1为侧旋转物体折合到卷筒轴上的转动惯量。

J2为重物的质量转换到卷筒轴上的转动惯量

当一侧没有高速轴的转动惯量时:

没有高速轴的总转动惯量

根据图1有:Mj+εj·J=Mgz+Mjz

则有吊具下降的加 (减) 速度:

3 制动距离计算

3.1 工况一

紧急状态、拍下紧停开关

该工况下起升机构不经过电气制动, 工作制动器开始工作, 在工作制动器开始工作到工作制动器的摩擦片接触到制动盘停止动作的0.3s时间内, 重物由于电机断电后失去支持, 加速下降, 从摩擦片接触到制动盘开始算延时约0.2s后, 紧急制动器开始上闸, 此时工作制动器与紧急制动器同时作用。

3.1.1 第一阶段

在工作制动器开始工作到工作制动器的摩擦片接触到制动盘停止动作的0.2s时间内重物加速下降, 钢丝绳的加速度为:

则吊具下降的加速度为:

当0.3 s后工作制动器投入使用时吊具所下降的距离为:

此时的速度为:

3.1.2 第二阶段

工作制动器工作, 重物减速下降。工作制动器在高速轴上, 换算到低速轴上需要乘总速比i=43.658, 除以高速轴到卷筒轴的效率η1=0.917, 钢丝绳的减速度为:

则吊具下降的减速度为:

当0.2s后紧急制动器投入使用时吊具所下降的距离为:

此时的速度为:

vt2=vtl-ad2t=0.228-0.157×0.2=0.197 m/s

3.1.3 第三阶段

工作制动器与紧急制动器同时工作, 钢丝绳的减速度为:

则吊具下降的减速度为:

工作制动器与紧急制动器共同工作时吊具所下降的距离为

3.1.4 总下降距离

S=S1+S2+S3=0.044+0.0 425+0.0 563=0.143 m

3.2 工况二 (两侧卷筒同时超速)

当卷筒的速度超过额定速度的126% (V=10.2 m/min时 (该数值可调) , 在卷筒轴上安装的编码器检测到两侧同时超速, 检测到超速到工作制动器的摩擦片接触到制动盘约有0.3 s, 工作制动器上闸后紧急制动器延时0.2 s上闸。两侧减速器出现齿轮损坏, 工作制动器无法起作用, 高速轴上惯量不存在, 只有紧急制动器抱闸。

3.2.3 工况二制动距离计算

3.2.3. 1 第一阶段

检测到超速到工作制动器的摩擦片接触到制动盘的0.3 s时间, 到0.2 s后紧急制动器开始工作, 共有0.5 s时间重物在加速下降, 此时只有低速轴的转动惯量, 钢丝绳的加速度为:

则吊具下降的加速度为:

当0.5 s后紧急制动器投入使用时吊具所下降的距离为:

此时的速度为:

3.2.3. 2 第二阶段

紧急制动器工作, 钢丝绳的减速度为:

则吊具下降的减速度为:

紧急制动器工作时吊具所下降的距离为:

3.2.3.3总下降距离

3.3 工况三 (两侧卷筒速度超差)

电气程序对卷筒速度超差的控制如下:当开始运行时, 记录编码器 (编码器的规格是1024/圈) 的脉冲数, 当两侧的脉冲数误差大于100个时, 提示卷筒速度超差, 指挥工作制动器开始工作。

此时假设一侧机构完好, 高速轴上的惯量存在, 工作制动器工作, 延时后紧急制动器工作。

另一侧的两减速器之间的万向联轴器失效, 此侧的工作制动器无法起作用, 且高速轴上的惯量不存在, 只有紧急制动器工作。

检测到速度超差到工作制动器开始动作约有0.3 s, 工作制动器上闸, 然后紧急制动器延时0.2 s上闸。

3.3.1 超速时的初始状态

假设一侧的速度为额定速度

另一侧超速的卷筒上的钢丝绳比正常侧位置多出的距离为:

则吊具多出的距离为:

该侧超速的卷筒没有高速轴的惯量, 下降上述距离后卷筒的速度有所增加, 速度计算为:

则吊具下降的加速度为:

速度为:

3.3.2 第一阶段

检测到超速到工作制动器开始动作的0.3 s时间内, 两侧重物都在下降, 一侧机构完好的按照额定速度匀速下降, 另一侧以上述加速度下降:

另一侧下降距离:

此时速度:

3.3.3 第二阶段

机构完好的一侧工作制动器工作, 在紧急制动器延时的0.2 s时间内, 速度减慢下降;另一侧工作制动器无法作用, 重物继续以原加速度下降:

一侧钢丝绳的加速度

则吊具下降的减速度为:

当0.2 s后紧急制动器投入使用时吊具所下降的距离为:

此时的速度为:

另一侧下降距离:

此时速度:

3.3.4 第三阶段:两侧紧急制动器开始动作, 把重物完全停住

一侧工作制动器与紧急制动器同时工作, 钢丝绳的减速度为:

则吊具下降的减速度为:

工作制动器与紧急制动器共同工作时吊具所下降的距离为:

另一侧只有紧急制动器工作, 钢丝绳的减速度为:

则吊具下降的减速度为:

紧急制动器工作时吊具所下降的距离为:

机构完好的一侧的总制动距离:

另一侧机构损坏的总制动距离:

两侧下降距离的差为:S2-S1=0.545-0.0 802=0.465 m两动滑轮组距离为7 600 mm, 铁、钢水包耳轴间距为4 400 mm, 铁、钢水包耳轴高低差为:

4 计算结果总结

所计算的各种工况的制动距离列表如下:

5 结语

制动器制动衬垫比对试验性能研究 第7篇

制动衬垫作为制动器的非常重要的零部件, 其摩擦磨损性能直接影响制动器工作的安全性、可靠性。下面采用两种不同惯性台架、两种试验方法对制动衬垫摩擦性能进行测试验证。

1 试样准备

采用臂盘式制动器YPZ2-500II/E121, 制动盘采用630盘径, 制动衬垫试验前均磨合使其接触面积达到80%以上, 制动弹簧调整不变, 转速不变, 加载惯量不变。

磨损量使用精度0.1g的电子天平称量制动衬垫磨损前后的质量, 其差值即是磨损量。

2 摩擦磨损试验

(1) 第一种试验台的工作原理利用飞轮加载一定量的负载, 电动机带动主轴和飞轮旋转, 达到设定的转速后, 电动机断电同时制动器施加制动, 当主轴和飞轮停止转动时, 即完成一次制动。制动衬垫经受多次高温热衰退和冷却后的恢复试验, 在重复试验过程中, 按一定的数据采集处理方法, 计算出该点的制动力矩, 考察温度升降过程中制动力矩的变化。

(2) 第二种试验台的工作原理是根据被试制动装置的制动力矩, 设置所需的制动力矩 (输出恒定的转矩) , 电动机带动主轴和飞轮旋转, 达到设定的转速稳定运行后, 制动器断电制动, 当主轴和飞轮停止转动时, 电动机断电, 即完成一次制动。从而考核制动器的各项安全性能。

3 两种试验方法对比分析

(1) 第一种试验方法中磨损试验100次, 温度控制在300℃以内, 制动时间在2-3秒, 刹车时制动平稳, 制动衬垫磨损小, 对衬垫的毁坏性小。

(2) 第二种试验方法中磨损试验15次, 温度控制在300℃以内, 在相同给定制动力矩下, 制动情况完全不一样, 只有制动力矩大于给定的力矩下, 才能刹住车, 否则主机停不下来。试验中制动时间范围在12S—60S之间, 制动时间长, 衬垫温升快, 制动衬垫在高温下材质发生复杂的变化, 会频繁出现起火、冒烟等现象, 甚至出现裂纹、掉块。

刹车温度过高引起的发火冒烟, 会在制动衬垫表面析出一层特殊物质, 影响刹车时的制动力矩, 说明衬垫配方中有机物含量高。

出现裂纹、掉块的衬垫, 制动力矩较大, 在试验时明显观察到刹车时起灰大, 说明衬垫不耐磨, 硬度不合格。硬度高时制动衬垫与制动盘的实际接触面积小, 制动力矩偏小, 试验前磨合次数多, 使用寿命长。所以衬垫需要改动配方, 找到一个平衡点, 既能保证制动器的制动力矩, 同时保证衬垫的使用寿命。避免制动器频繁更换制动衬垫。

摘要：针对制动器试验中出现的问题, 有针对性的对试验中制动衬垫出现的异常情况进行分析研究, 为制动器的研究设计提供参考依据。