CC BY
39
УДК 629.113-59.001.4
ВПЛИВ КОНСТРУКТИВНИХ ЧИННИКІВ НА ТЕМПЕРАТУРНИЙ РЕЖИМ ВЕНТИЛЬОВАНИХ ДИСКОВИХ ГАЛЬМОВИХ МЕХАНІЗМІВ
Г.С. Гудз, професор, д.т.н., О.Р. Клипко, інженер, Національний університет «Львівська політехніка»
Анотація. Досліджено вплив геометричних розмірів вентильованих дискових механізмів на їх температурний режим при випробуваннях ІІ комп ’ютерним моделюванням.
Ключові слова: дискові гальма, температурні поля, тривимірна модель, випробування ІІ.
Вступ
Тепловий стан гальмових механізмів значно впливає на їх коефіцієнт стабільності. Тому дослідження температурних режимів гальм з метою їх мінімізації є актуальним завданням в галузі підвищення ефективності цих механізмів.
Одним з дієвих засобів зниження теплових навантажень на елементи фрикційної пари вважається застосування самовентильованих дисків.
Аналіз публікацій
Про позитивний ефект від наявності в дисках вентиляційних каналів йдеться в роботах А.Б. Гре-дескула, О.С. Федосова, Є.Б. Решетнікова, Н.Л. Владімірова та інших вчених, але він не обґрунтований кількісними показниками впливу різних чинників. В роботі [1] виконано порівняльний аналіз впливу умов тепловіддачі на температурний режим вентильованих і невентильова-них дискових гальмових механізмів без вивчення впливу їх конструктивних параметрів.
Мета і постановка задачі
При розрахунковому дослідженні динаміки температурних полів в дискових гальмах необхідно розв’язати систему рівнянь в часткових похідних, які описують процеси теплопереносу в об’єктах з розподіленими параметрами при відповідних граничних умовах [2]
д_
дх
Х а ( х , У ,2 )
дz
дТ
дх
дТ
д_
ду
дТ
ду
+ Q ( х, У , 2 ) =
(1)
. .дТ
= саРа (х , У ,2
дт
д_
дх
д2
дТ
дх
дТ
дУ
дТ
дУ
д2
+ Q(х, У, 2) =
(2)
дТ ;
дт '
д_
дх
дУ
д_
дг
дТ
д2
(3)
= с* Р *(х У> 2)
дТ
дт '
де Т - температура; х, у, z - поточні координати; Ха=(х, у, 2) - коефіцієнт теплопровідності гальмового диска; Хп =(х, у, 2) - коефіцієнт теплопровідності гальмової накладки; X* =(х, у, 2) - коефіцієнт теплопровідності колодки; сара(х, у, 2) -об’ємна теплоємність гальмового диска; спрп(х, у, 2) - об’ємна теплоємність гальмової накладки; с*р* (х, у, 2) - об’ємна теплоємність гальмової колодки; Q(x, у, 2) - густина теплового потоку; т - час.
Оскільки ця задача відноситься до нестаціонарних контактних теплових задач в областях некла-сичної форми при неоднорідних граничних та складних початкових умовах, то вона не має точного аналітичного розв’язку.
Тому в інженерній практиці, поряд з експериментом, застосовуються приблизні аналітичні і особливо числові методи, які перетворились в потужний математичний апарат для розв’язування задач теорії поля. З числових методів стосовно дослідження теплових процесів у гальмах використовується в основному метод кінцевих різниць та скінчених елементів.
д
+
д
д
+
+
д
Заслуговує на увагу кінцево-різницева тривимірна теплова модель [3], яка дозволяє одночасно дослідити температурні поля в диску, накладці, колодці гальмового механізму.
З огляду на це метою даної роботи є подальші дослідження впливу конструктивних чинників на температурні режими гальм, з вентильованими дисками, фрагмент яких наведений на рис.1, засобами математичного моделювання.
Рис. 2. Сіткова модель вентильованого дискового гальма
Після цього конфігуратором змінюється конфігурація моделі. Ширина накладки (пояса тертя) дорівнює 0,08 м. На цій ділянці пояса тертя в моделі змінюють пропорційно дійсним площам значення коефіцієнта теплопровідності, а на границях моделі задають значення граничних умов третього роду.
Рис. 1. Сектор тривимірної моделі дискового гальма з вентильованим диском
Для розв’язку рівнянь (1) - (3) використано розрахунковий модуль [4], створений на базі програмного комплексу «Фур’є-2 XYZ» [5], який дозволяє розв’язувати двовимірні та тривимірні задачі теплопереносу в діалоговому режимі та отримувати результати в зручному та наочному для використання вигляді.
З цією метою на двовимірній сітці (рис. 2) за координатою 2 моделюється наведений вище сектор гальма. При цьому зміни середньої товщини сектора за координатою У з кроком АУ враховуються зміною теплофізичних коефіцієнтів для кожного горизонтального рядка сітки. Перший горизонтальний рядок буде відповідати встановленим крокам за простором X, У, 2, і в нього задаються дійсні теплофізичні коефіцієнти. В наступних рядках їх значення визначають відповідно до зміни середньої товщини за координатою 2 залежно від просторового кроку за координатою У.
В математичному модулі використовується прямокутна система координат, в якій допускається різна дискретизація за координатами X, У, 2. Крок за координатами рівний АХ = 0,004 м; АУ = 0,01 м; А2 = 0,02 м. Задаємо однорідний початковий розподіл температур Т = 20 °С. З першого стовпчика масивів теплофізичних коефіцієнтів на кожний рядок вузлів пропорційно дійсним площам задаються їх значення.
Особливістю моделювання вентиляційних каналів є зменшення значення об’ємної теплоємності й теплопровідності у 3,2 рази в об’ємі перегородок диска по товщині вентиляційного каналу. На стінки каналів задаються граничні умови третього роду.
На межі поверхонь тертя задавалась розрахункова густина теплового потоку Q = 300 кВт / м2 З урахуванням коефіцієнта перекриття в = 0,35 в нашому випадку джерело тепла буде функціонувати весь час тривалості гальмування, і тому його значення слід зменшити у 2,85 рази ^ = 105 кВт / м2). Коефіцієнт перекриття буде коригуватись зміною коефіцієнта тепловіддачі з площі поверхні тертя.
Для дослідження температурних режимів гальмових механізмів вибраний попередній етап випробувань ІІ [6], який триває 12 хв, а теплофізичні параметри матеріалів пар тертя наведені у табл. 1.
Для вивчення впливу геометричних параметрів досліджувань дискові гальмові механізми з товщиною дисків 0,030 м; 0,046 м та 0,062 м. Відповідно до цього пропорційно змінювались розміри каналів, фланців тощо. Для прикладу на рис. 3 наведена сіткова модель гальма з товщиною диска 0,062 м.
На рис. 4 наведені залежності температур поверхонь тертя гальмових механізмів в кінці попереднього етапу випробувань ІІ автобуса А - 141 =1600 кг, а = 40 Вт/м2-град). Слід звернути увагу, що температури фланцевої і безфланцевої частини гальма відрізняються приблизно на 3 % з причини кондуктивного тепловідводу у фланцеві елементи.
Таблиця 1 Теплофізичні характеристики елементів дискових гальм [7]
Одиниці виміру Значення
Параметри металокерамічні накладки на залізній основі чавунний диск
Густина г/смЗ 5 7,З
Питома теплоємність кДж/кг-град 0,5 - 0,84 0,5
Т еплопровідність Втім-град 19 - 27 29
накладка! вест, канапі накладка
Рис. 3. Сіткова модель гальма з товщиною диска 0,062 м
T, ос
Рис. 4. Залежність температур поверхонь тертя гальмового механізму автобуса А-141 від товщини дисків в кінці випробувань ІІ: 1 -безфланцевої частини; 2 - фланцевої частини
На рис. 5 і 6 показані порівняльні температурні поля досліджуваних гальмових механізмів з різною товщиною дисків, отримані комп’ютерним моделюванням. Слід зазначити, що чим світліший фон температурного поля, тим вища температура досягнута у даних вузлах моделі.
Оскільки вентиляційні канали малоефективні при малих обертах коліс [1], якими відзначаються випробування ІІ, то з розгляду рис. 4, 5 і 6 випливає, що збільшення маси гальмових механізмів з базового значення на 18 - 20 % призводить до зменшення поверхневих температур на 7 - 8 %, а зменшення маси - до різкого збільшення температурного режиму. Тому можна судити про оп-
тимальність товщини диска 0,04 - 0,05 м з точки зору сприйнятливого температурного режиму, оскільки збільшення параметрів дисків від цих значень небажане як з мізерного зменшення температурного режиму, так і з погіршення характеристик непідресорених мас автотранспортних засобів.
305 353 331 347 295
303 350 ЗО7 296 307 284
Рис. 5. Температурні поля гальмових механізмів з товщиною дисків 0,046 м
Рис. 6. Температурні поля гальмових механізмів з товщиною дисків 0,062 м
Висновок
Застосування комп’ютерного моделювання на стадії проектування дозволяє оперативно і достовірно вивчити вплив конструктивних чинників на температурний режим гальмових механізмів АТЗ, а тим самим на їх енергоємність.
Література
1. Гудз Г.С., Клипко О.Р. Вплив умов тепловідда-
чі на температурний режим вентильованих дискових гальмових механізмів // Вестник ХНАДУ. - 2005. - Вып. 31. - С. 53 - 56
2. Лыков А.В. Теория теплопроводности. - М.:
Высшая школа, 1967. - 600 с.
3. Гудз Г.С., Осташук М.М., Тарапон А.Г. Мето-
дика компьютерного моделирования трехмерных температурных полей в дисковых тормозах // Зб. наук. пр. ІПМЕ НАНУ ім. Г.Є. Пухова. - К. - 2002. - Вип.16. - С. 95 - 99.
4. Гудз Г.С., Коляса О.Л., Тарапон А.Г. Расчет-
ный модуль для исследования температурных полей в тормозных механизмах автотранспортных средств // Зб.наук.пр. ІПМЕ НАНУ: Моделювання та інформаційні технології. - К. - 2001. - Вип. 8. - С. 45-50.
5. Тарапон А.Г., Сорокин Н.А., Тернавский В.О.
Программный комплекс для моделирования процессов тепломассопереноса при аварийных ситуациях // Методы и средства компьютерного моделирования. - К.: Изд-во
ИПМНАНУ, 1997. - С. 58-60.
6. Правила № 13 ЕЭК ООН. Единообразные пре-
дписания, касающиеся официального утверждения транспортных средств в отношении торможения. - Женева, 1978. - 150 с.
7. Федорченко И.Н. и др. Порошковая металлур-
гия. Материалы, технология, свойства, области применения. Справочник. - К.: Наукова думка, 1985. - 624 с.
Рецензент: В.О. Богомолов, професор, д.т.н., ХНАДУ.
Стаття надійшла до редакції 4 вересня 2006 р.
