综合制动

综合制动（精选10篇）

综合制动 篇1

汽车制动性能是汽车的主要性能之一,良好的制动性能是交通安全的重要保障。它是主动安全中最重要的组成部分[1]。为此,各国汽车整车生产厂商均非常关注汽车制动性能的试验与评价。而汽车制动性能涉及的因素很多,有汽车结构、运动参数和环境因素等多个方面[2,3,4]。如何体现各项因素的影响程度,进行多因素的综合评价,是汽车制动性能试验人员的一项难题。

可用来进行汽车制动性能评价的方法是多种多样的。在系统工程学中,有几种比较有代表性的评价方法是:以经济分析为基础的费-效分析法;以多指标的评价和定量与定性分析相结合为特点的关联矩阵法、层次分析法和模糊综合评判法[5]。这些方法是系统评价主体方法。其中关联矩阵法为原理性方法,层次分析法和模糊综合评判法为实用性方法。本文结合汽车制动系统的特点,以实车试验数据为基础,采用模糊综合评判法对汽车制动手柄性能进行综合评价。

1 模糊综合评判法[6]

模糊综合评判法是以模糊数学为理论基础的。模糊数学是研究和处理模糊性现象的数学,适用于有模糊概念而又可以量化的场合。模糊综合评判法的主要步骤是:确定因素集和评定集;统计、确定单因素评价隶属度向量,并形成隶属度矩阵;确定权重向量;按某种运算法则,计算综合评定向量及综合评定值。这种方法可以更好地将主观评价进行量化,减少了评价过程中的主观盲目性。

2 汽车制动系统性能评价

按制动系统的作用的不同,汽车制动系统可分为行车制动系统、驻车制动系统、应急制动系统及辅助制动系统等。影响汽车制动性能的因素有多个,包括行车制动踏板力及行程,驻车操纵力及行程等,本文以实车试验数据为基础,从平地手柄操纵力的角度,对汽车制动手柄性能进行模糊综合评价。

在相同试验环境下,对某一系列的A型车、B型车进行制动系统试验,试验结果如表1所示。

以表1试验数据为基础,采用模糊综合评判法对其进行评价:

设Xi(i=1,2,…,14)为制动手柄操纵力的逐齿增益:,以逐齿增益Xi为制动性能评价项目,则n=14;

评定集为:{好,较好,一般,较差},其数值化结果,即标准满意向量WE=(100,85,70,55),m=4;采用专家打分的方式确定隶属度,专家数为25名,则各专家对该手柄各逐齿增益的评价意见统计结果如表2和表3所示。

根据专家评价意见,计算各专家对该手柄各逐齿增益的隶属度矩阵为:

由于每一齿对制动性能的影响度权重满足古典概型,因此有:ω1/ω2=…=ω14=1/14≈0.071

综合隶属度向量S=WFR(WF为权重系数集,R为隶属度矩阵列向量)。

综合评定得分:μ=WE′ST。

依据上述步骤,带入相关数据,A型车和B型车的综合评价结果如下:A型车的综合评定向量SA=(0.12212,0.43736,0.36636,0.06816),B型车的综合评定向量SB=(0.142,0.47996,0.31808,0.05396)。

A型车的综合评定得分μA=78.7816;B型车的综合评定得分μB=80.23;

由上述模糊综合评判过程可知,B型车的制动性能优于A型车。

3 结语

本文主要建立了一种汽车制动系统性能的评价方法,该方法利用模糊理论的逻辑框架,按制动系统的作用的不同,从影响汽车制动性能的多个因素,包括行车制动踏板力及行程,驻车操纵力及行程等,将实车试验数据作为评价基础,以平地手柄操纵力为出发点对汽车制动手柄性能进行模糊综合评价。证例表明,该方法是有效可行的。

参考文献

[1]余志生.汽车理论[M].北京:机械工业出版社,1998.

[2]张重雄,周敏.基于虚拟仪器技术的汽车制动性能检测系统[J].电子测量技术,2008(10):90-92.

[3]黄伟,孙仁云,王波,吴本成.基于LabVIEW的汽车制动性能测试系统[J].西华大学学报(自然科学版),2007(1):5-7.

[4]杨仁华.汽车制动系统可靠性[J].科技资讯,2006(32):216-217.

[5]张健,雷雨成.基于模糊综合评判的车型参数统计分析[J].公路交通科技,2002(3):137-140.

[6]汪应洛.系统工程[M].北京:机械工业出版社,2004.

综合制动 篇2

关键词：机车；制动；隐患；手制动

一方面乘务员在机车运用中能直接监视手制动机是否上闸，二方面机车出入库，地勤检查人员上车也能有效判断机车手制动机是否在制动状态，从而有效避免盲目动车造车机车手制动在制动状态造成机车上闸动车发生轮对弛缓的故障，三是各级检查人员上车，能够很明显判断出机车手制动机是否在上闸状态，有效保证常备机车留逸的发生。

1 设计方案

方案1：运用电气原理，布置传感器探测闸瓦与车轮踏面的间隙及压力，再通过电磁阀控制指示牌红绿转换以显示制动缓解状态。考虑传感器会受到机车其它电气部件的电磁干扰，传递的信号会导致电磁阀的误动作，而且布线、装配件涉及车上及车下，复杂且对机车扰动大，费时费工，配件成本高昂，后期维护不便，故放弃该方案。

方案2：运用机械原理，对手制动装置手轮与指示器显示牌之间的运动规律进行运动分析，确定运动方案，设计机械传动结构，使手轮产生的圆周运动转化为指示牌上下翻动的直线运动，反映出制动缓解状态。该方案只在手制动装置手轮处加装机械机构，无电气元件，结构简单，传动简单且可靠，对机车扰动小，加装省时省力，配件成本低，后期维护方便，经过对比，使手制动机功能可靠、安装简单、操作方便，我们选择了机械原理。

2 基本原理

在制动手轮的主轴上固定一套链传动，手轮带动主动链轮，链条带动从动链轮，从动链轮处安装一台微型减速机，减速圈数20圈以内用1比40减速机，20至30圈用1比60减速机。工作时通过链传动装置将主动手轮的旋转运动转变为输出机构的滑块直线运动，通过显示器窗口反映出制动区域或间隙区域，使操作者及时了解手自动处于的工作位置。但此窗口只反映自动区域和间隙区域，不精确反映制动与松开的极限点位置，其极限点位置必须通过手感和视觉观察才能确定。

3 关键技术

3.1 行星减速器

由于完全施加手制动要转动手轮20转左右，产生圆弧度ω=360°/转×20转=7200°，行程巨大，直接将圆周运动转化为直线运动将产生巨大直线位移，所以必须在转化过程中进行调速，加入减速器，且减速器传动比须够大，如采用普通齿轮减速器结构复杂、体积大，占用司机室空间太大，经大量查阅资料后我们找到了解决方法，采用行星减速器，不仅体积小而且同等体积下传动比大，最终选用1：40的行星减速器，使输出的圆弧度ω1=7200°÷40=180°，即产生1/2周的圆弧度。

3.2 将圆周运动转化为直线运动

研究了曲柄滑块机构、凸轮机构、齿轮机构、间歇运动机构、蜗轮机构、蜗杆机构、棘轮机构后，我们创新性的将曲柄滑块机构与凸轮机构相结合设计出凸轮滑块机构这样的多运动副复合机构，将圆周运动转化为直线运动。

3.3 确定凸轮副的臂长

由于安装指示牌处所的空间有限，臂长直接决定了指示牌的大小，确定合适的臂长显得尤为关键，经过反复试验，计算行程，最终确定臂长为18mm。

4 安装

4.1 安装步骤

①将选好的链轮安装于手制动装置手轮转轴上，通过链条将链轮与行星减速器相连接；

②将行星减速器输出轴与凸轮副相连接；

③调试凸轮副与指示器显示屏之间位置，固定显示屏；

④转动手制动装置手轮测试指示器显示状态是否准确。

4.2 指示器样式及安装位置

①指示器安装于机车A节司机室后墙手制动装置手轮柜处（如图1），由安装架、链轮装置、减速器和显示面板组成。

②安装指示器前必须确认手制动装置状态良好，如作用不良必须对手制动装置进行整治良好后方可安装。

③指示器显示面板小窗口可随手制动装置手轮转动至缓解、制动位而对应显示为绿色、红色，当显示面板小窗口完全显示为绿色时代表手制动装置完全缓解，当显示面板小窗口完全显示为红色时代表手制动装置完全制动。

④机车B节手制动装置不启用，不安装指示器，缓解后，司机室手制动装置手轮用铅封封死，任何人不得擅自转动。

5 操作过程

5.1 施加手制动操作过程

①顺时针按照标识 “制动”方向转动手制动装置手轮，直到手轮不能再转动为止，查看指示器显示面板全部显示红色。

②下车确认A节2轴转向架上方左右两侧手制动装置竖杠杆与横拉杆孔无间隙。

③缓解小闸，查看A节2轴左右两侧车轮踏面与闸瓦抱紧。

注：如第②步骤无法判断手制动装置竖杠杆与横拉杆孔是否有间隙，则执行①、③步骤即可。

5.2 制动转向缓减时操作步骤

①逆时针按照标识 “缓解”方向转动手制动装置手轮，直到手轮不能再转动为止，查看指示器显示面板全部显示绿色；

②下车确认A节2轴转向架上方左右两侧手制动装置竖杠杆与横拉杆孔分离；

③缓解小闸，查看A节2轴左右两侧车轮踏面与闸瓦分离。如第②步骤无法判断手制动装置竖杠杆与横拉杆孔是否分离，则执行①、③步骤即可。

5.3 指示器发生异常处理方法

5.3.1 施加手制动后发现指示器显示面板未全部显示为红色

①缓解小闸，查看A节2轴左右两侧车轮踏面与闸瓦抱紧，此情况手制动装置制动良好，指示器故障，提票整修指示器；

②緩解小闸，查看A节2轴左右两侧车轮踏面与闸瓦分开，此情况手制动装置故障，提票整修手制动装置。

5.3.2 撤销手制动后发现指示器显示面板未全部显示为绿色

①缓解小闸，查看A节2轴左右两侧车轮踏面与闸瓦分离，此情况手制动装置缓解良好，指示器故障，提票整修指示器；

②缓解小闸，查看A节2轴左右两侧车轮踏面与闸瓦压紧，此情况制动缸故障或手制动装置故障，提票整修制动缸或手制动装置。

5.3.3 其他规定

指示器安装完毕后任何人未经允许不得擅自扰动指示器；乘务员及整备作业人员动车前必须首先确认指示器全部显示绿色（缓解），然后确认A节2轴转向架上方左右两侧手制动装置竖杠杆与横拉杆孔有间隙，缓解小闸后A节2轴左右两侧车轮踏面与闸瓦分离后方可动车，如发现异常及时提票处理。

6 取得效果

综合制动 篇3

机械产品中孔零件的位置度是保证产品装配质量的重要指标之一,而正确检测孔零件位置度对保证该零件产品质量和互换性意义重大。综合量规是测量孔零件位置度误差的常用检具,主要用于大批量生产且零件综合公差控制较小的孔零件位置度检测。与我校合作的一家汽车零配件企业生产的一种汽车制动器底板(如图1所示),该零件基准孔具有较大的公差,而被测孔位置度要求较高,如果按照传统的综合量规设计方法,采用一面、一圆柱销、一棱形销来设计此综合量规,测量出来的误差大,不能满足检测需求,所以一直采用平台检测的手段来控制其质量。但随着产量不断增加,机床夹具不断磨损,平台检测效率低,检测误差大,严重阻碍了生产的发展需求,必须设计新的综合量规来检测底板孔位置度,为了解决这种问题,提出了一种新的检测汽车制动器底板孔位置度综合量规的设计构想。

2 综合量规的设计思路

2.1 量规设计原理及结构分析

位置度量规是用来检验关联被测要素的实际轮廓与所规定的边界是否超越,若设计的量规检测销(或称孔位量销)能自由通过被测要素的实体,就说明该实体未超越规定边界,零件视为合格,反之,则视为不合格。本文设计的检测汽车制动器底板孔位置度综合量规结构如图2所示,由检具体、支撑板、衬套、圆柱定位销、锥形定位销、孔位量销、起重螺钉等部分组成。经零件图样分析,考虑到零件的两基准孔有较大的公差,基准孔的综合公差远远大于企业检具设计标准中的综合公差,因此不能采用传统的设计方法来设计此综合量规。新的设计方法是采用一锥形定位销和一圆柱定位销来定位,锥形定位销与被测零件之间采用紧配合,而把位置度的偏差留在圆柱销与被测零件相配的部分来计算。因为被测孔的加工工艺是以一锥形销和一圆柱销定位加工的,所以被测孔只在绕底板中心线方向上的位置度难以消除,而在其他方向上的位置精度可以加工得很高,因此,同样用锥形销定位对检测结果在其他方向上的影响可消除,而把绕底板中心线上的偏差留在圆柱销与被测零件相配的部分来计算。

1.起重螺钉2.圆柱定位销3.衬套I 4.内六角螺钉5.支撑板6.锥形定位销7.衬套II 8.检具体9.衬套III 10.孔位量销

/μm

注:(1)tp′为量规的定位部位(或测量部位)对导向部位的位置公差(如对称度、同轴度等);(2)综合公差Ti为被测要素本身尺寸公差与其位置公差之和;(3)根据GB8069-87(推荐标准)。

/μm

注:(1)“□”代表平面要素,“○”代表中心要素,“◎”代表成组要素;(2)表中各组符号与基准要素的顺序无关。

2.2 量规零部件设计

由于该企业生产的不同规格的汽车制动器底板各被测孔与基准孔之间的相互距离都相同,只是各孔的大小与公差不同,因此检具设计时还应考虑其通用性,检测不同品种的制动器底板的孔位置度时,只需更换不同的定位销与测量销。本文重点介绍测量一种轻型汽车中02Q制动器底板孔位置度的测量销与定位销的设计,其余产品都可参照此方法来设计完成。设计计算所用到的有关数据见表1、表2,按标准设计选取(单位mm)。

(1)孔位量销的设计

如图3所示,测量销测量部分的尺寸设计如下:02Q测量孔径为准200+0.052,位置度为准0.35。

根据综合公差Tt=T+t=0.052+0.35=0.402,由表1查得:测量部位的尺寸公差TM=0.01,测量部位的允许最小磨损量WM=0.01。

根据综合公差Tt=0.402和序号2,由表2查得:

测量部位的基本偏差FM=0.040

按公式计算量规工作部位的尺寸:

测量部分的基本尺寸dBM=DMMC-t=20-0.35=19.65

测量部分的极限尺寸dlm=(dbm+FM)0-T=19.6900-0.01

测量部分的磨损极限尺寸dWM=(dBM+FM)-(TM+WM)=19.670

(2)锥形定位销(件6)的设计

首先确定锥形定位销定位部分的尺寸。由于此孔尺寸为准1220+0.25,所以设计此锥形时最小端取D1=121.80+0.03,最大端取D2=122.8+0.030,长度15,锥度较小,更有利于与工件的紧配合,同时还起到压紧的作用。锥形定位销的具体设计如图4所示。

(3)圆柱定位销(件2)的设计:

由于此定位孔也有较大公差(准50+0.250),锥形定位销也有部分公差要累积在此计算,所以定位部分的计算公式DLP=(DBP+FP)0-Tp显然不再适合此处定位尺寸的计算,这样就要求我们重新设计一个适合的公式来计算此处的尺寸。经过多次试验与演算,按以下方法计算可完全满足检验需求:02Q定位孔径为准500+0.25。

根据综合公差Tt=T+t=0.25+0.35=0.6,由表1查得:

定位部分的尺寸公差TP=0.01

按以下公式计算量规工作部位的尺寸:

定位部分的基本尺寸Dbp=dMMC=50

定位部分的极限尺寸DlP=DBP0+TP=500+0.01

其他具体尺寸见图5所示。

3 综合量规的结构特点、使用方法与应用

与传统的设计方法作比较,照此设计的综合量规,检测准确率高;与三坐标测量机比较,构造简单,成本低,易于制造,而且使用范围广泛,通用性强。用综合量规检测时,首先将零件放置检具体上,再根据被测零件孔径的大小选择相对应的圆柱定位销与锥形定位销,通过导向衬套并将其插入零件的基准孔内,再根据零件上被测孔径的大小选择合适的孔位量销通过导向衬套插入零件的被测孔内,若孔位量销能够顺利插入,证明被测零件的孔位置度合格;反之,则不合格。目前此综合量规在各种汽车制动器底板孔位置度检测中得以广泛应用,极大地提高了检测效率。

4 结语

尽管通用综合量规不能确定出零件实际尺寸偏差值和零件孔位置误差值,但能够判定出零件综合误差是否满足设计要求,而且还能为确保产品的加工质量和装配生产的顺利进行及时发现质量问题,避免不合格品流入市场,因而在大批量生产零件的孔位置度检测中广泛应用。为了检验本设计的检测效果,将所检的不合格零件用三坐标测量机进行复测,其结果与综合量规检测结果基本一致,能够满足检测需求,因此是一种既经济又实用的检测方法。

参考文献

[1]甘永立.几何量公差与检测[M].上海:上海科学技术出版社,2010.

[2]同长虹.互换性与测量技术基础[M].北京:机械工业出版社,2009.

[3]王先逵.机械加工工艺手册[M].北京:机械工业出版社,2007.

[4]王先逵.机械制造工艺学[M].北京:机械工业出版社出版,1996.

[5]闻邦椿.机械设计手册[M].北京:机械工业出版社出版,2010.

“制动”型企业的密码 篇4

企业家需要思考的，是“制动”企业。如果仅凭企业家_人之力，恐怕很难推动企业走向更高更远。如果能够建立一套机制，使企业实现“自动运转”，突破瓶颈并非难事；而企业家推己及人，更是能加快行业发展速度的密码。

开阀门：突破授权障碍

从企业实践来看，授权一直是困扰创业者的问题之一，不少创业企业家在规模扩大后不愿意授权，对企业中的大小事情仍然亲自来作决策，即出现了“授权障石导”。这种障碍会成为企业成长的瓶颈，造成了新创企业“长不大”的现象。

创业企业家一方面抱怨时间不够，事情越干越多，另一方面却投入并陷于日常琐事中，习惯于亲自作出决策或最后批准，不肯将权力授予员工，最终成为企业成长的瓶颈。授权障碍的原因大概有两类，一是主观上的不信任感，一是客观条件的限制。针对这两个大条件下的各种深层次原因，可通过建立适合的控制系统来解决问题。

组织的管理系统如正式的报告关系、组织规范和薪酬系统是授权的基础。只有当组织管理系统初步完备、工作程序开始形成、决策步入程序化轨道的时候，授权才是可行的。因此，在授权前，创业企业家应当建立完整的控制系统，实行规范化管理。完整的控制系统包括适时有效的评估和管理机制，客观准确的绩效反馈机制等。

同时，要避免出现“授权-分权-失控-集权”的反复，还需要建立其他系统的支持与协调，创业企业家在授出权力后，必须建立统一、协调的支持系统来确保授权活动的顺利实施。与授权相关联的系统包括信任和沟通系统、资源和信息的分配系统、员工挑选和培训系统、报酬激励系统等。

另一方面，还需要企业家自身转变认知模式，要从创业之初的企业家认知模式逐步向管理者认知转变。管理者认知是指更系统地决策，建立责任和报酬系统，在不同单元间采用结构化的协调机制，利用可量化的预算来判断未来的发展。拥有管理者认知模式使创业者能够更理性地认识自我及对待授权。

另外，企业家还要在企业内部营造授权氛围，可以从三个维度来进行：在组织中向雇员提供关于成本、生产率、质量和财务绩效等信息，即使有些信息较为敏感；组织结构和实践鼓励自主行为，包括建立清晰的愿景、相关目标、工作程序和责任范围；推行团队管理模式，组织赋予团队决策权，并对绩效负责。这样通过组织体系的支持为员工提供一个能进行有效沟通，相互鼓励、支持、信任的企业环境，有助于授权的开展。

突破授权障碍之后，相当于就打开了制动阀门，接下来，完成建管道，“充分整合当下”；自动化，“先福帮后福”的递增，便可为企业建成一个有效的成长与运作系统。

建管道：理顺资源系统

很多时候不知道怎么利用手中现有的资源，将其分散独立，导致利益最小化，当我们有了一堆砖块的时候，我们其实拥有了一座房子，这个概念说来容易，但是往往有许多老板卡在了表面，没有办法将其付诸实施，纸上谈兵而不躬行，或者说很大一部分是找不到门路，盯着手头一大堆上好的砖块一筹莫展。

山东百易美医药有限公司在高投入、高风险、长周期、高回报的医药行业发展不久，就遇到了瓶颈：中国的医药行业因为各种客观原因的限制，导致企业始终处于一种小、散、乱的窘境，没有办法系统地发展起来，无法达成规模型产业，更别说和跨国大企业进行竞争了。在市场被国际企业用专利药品大范围覆盖的时候，私营企业的突破口在哪里？怎样才能将资源整合起来，形成可调控、效率高、收效大、成本低的系统经营模式？

百易美董事长巩志贤谈到：“我想到在学习三弦智慧时，刘一秒老师讲到，要充分整合当下。”借助这个思想，百易美为了整合资源，快速占领市场，提出了一个领先的概念——CRM系统，也即客户关系管理系统。简单来说就是将客户关系网络进行系统的整合，形成自动化的商业流程，从而缩减销售周期和销售成本、增加收入、寻找扩展业务所需的新的市场和渠道，以及提高客户的价值、满意度、盈利性和忠实度。

以百易美为例，其CRM系统中收录有全省2万个相关代理品种，其中包括肿瘤线、心脑血管线、肝病线、妇科线等等各个不同的科目。首先当公司找到新品种的时候，需要往下分销，那么这个时候CRM系统就开始起作用，通过该系统就能在终端医院中快速地挑选出具有销售能力的合适的医药人员，然后召集起来，举行新产品的推广会。在这之后有意愿的将会与之进行合作。当然，这种挑选是双方面的，公司还需经由医院销售系统对有意愿的医药销售人员进行比对审核，通过对其以往的销售情况的分析，判断对方销售能力的优劣，再择优进行合作。

百易美理顺资源系统的方式，是一种典型的由思想转变指导实际转变的过程，由整体到细节，由面到点，全面系统地“制动”企业。

自动化：寻找递增的力量

民营企业发展中遇到的问题，其实并不是独立存在的，“如果当时能有前辈提点几句，也不至于会走弯路。”有企业家不无感慨地说。实际上，管理的智慧正需要在碰撞中产生，好的样板、好的体验、好的分享，能让企业家的成长达到递增，由点影响面，进而实现行业的“制动”。

浙江台州嘉德利卫浴有限公司总经理翁浩杰讲到他自己初创事业时的麻烦：因不得要领，创业第二年就亏损了八千多万元，欠了二百多万元的高利贷。那段时间，他非常彷徨，也困惑于如何才能做好企业。接触过不少培训课程的他对思八达的一些课程产生了兴趣，他从中借用了一些经营智慧，运用机制对企业进行了一系列改革。

提供员工们更多更优厚的待遇，调动他们的积极性，实现了多劳多得、优劳优得，并推进分红、股权激励等机制，将企业未来的发展和员工个人命运捆绑在一起，让员工们与企业结成利益共同体和命运共同体。他谈到：“原来一直是围绕着自己，现在是围绕着别人，想成就员工，想让他们成长。我已逐渐将企业的高层培养成股东，自己则从经营企业的忙碌中解脱出来，能站在全局掌控的高度上。”而在家庭方面，不仅夫妻关系变得更加和谐，在培养孩子的观念方面也有了改善：学会了开发孩子的智慧，给予孩子足够的成长空间，而不是强迫孩子按着自己的意愿或设计的轨道去成长。

这些“先富”、“先福”的过来人，通过研讨会，把自己的经验传递给新的企业，带动他们“后富”、“后福”，这正是企业制动的升华，他们宝贵的经历、体验分享，成为其他企业家成长的借鉴。这种

“先富帮后富，先福帮后福”的方式，正可以成为企业间乃至行业成长递增的力量。

综合制动 篇5

目前,数字式母线保护的主保护主要采用电流差动原理,而影响其动作正确性的关键就是区外故障电流互感器(TA)饱和问题[1,2,3,4,5,6],因此,需要为母线保护设置专门的TA饱和检测元件[7,8]。根据区外故障TA饱和时,差流与制动电流出现不同步,文献[9,10,11]提出了时差法来鉴别TA饱和,但是当TA饱和较严重时,时差的精确测量存在一定困难。文献[12]提出的计算差流谐波含量的抗TA饱和方法,易受系统故障电流谐波的干扰而误判TA饱和,使得母线内部故障时差动保护可能被闭锁,甚至导致保护拒动。文献[13,14]从TA饱和的物理本质出发,提出了磁制动的母线保护方案,虽然能较准确地识别饱和,但是需对母线上所联元件的每个TA都要进行计算,运算量太大,且运算时所需要的二次负载电阻R、二次负载电感L以及TA的励磁曲线饱和点(拐点)磁链值难以整定。除此之外,电流差动原理在整定时受母线运行方式的影响较大,使得保护在满足选择性和灵敏度上发生困难。在高压和超高压系统中广泛采用的3/2断路器接线甚至接有平行短线路的双母线方式中,母线发生区内故障伴有汲出电流的情况多有发生,此时电流差动式母线保护的灵敏度会下降,严重时可能拒动。为了克服母线保护存在的问题,文献[15,16,17,18,19,20]提出基于暂态行波的母线保护原理,通过比较母线内、外部故障时行波的极性关系和幅值大小来判别母线区内、外故障。文献[21]还提出了基于神经网络模型的母线保护。然而这些基于暂态量或神经网络模型的母线保护在可靠性上尚存在不足。

文献[22]提出了基于故障分量综合阻抗的母线保护新原理,通过计算故障分量综合阻抗来区分母线的内、外部故障。该原理判据简单,内、外部故障时特征明显,易整定,不受过渡电阻的影响,在3/2断路器接线的母线区内故障有汲出电流的情况下,保护的灵敏度也不受影响。但是原判据中的制动项取值固定,抗TA饱和能力十分有限,当区外故障TA饱和时,可能会造成保护的误动作。

本文在文献[22]的基础上对原有动作判据进行了改进,通过研究TA饱和对故障分量综合阻抗相角所造成的影响,定义了故障分量综合阻抗的相角偏移误差,并经过归一化处理后作为制动系数构成母线保护新判据。

1 基于故障分量综合阻抗的母线保护[22]

1.1 基本原理

对于单相单母线M,假设其上有n条支路。若母线上F点发生故障,则其故障附加状态如图1所示。$\text{Δ}\dot{U}$为该相母线上电压的变化量,$\text{Δ}\dot{{\rm I}}{}_i(i=1,2,\cdots ,n)$分别为流经各支路的该相故障分量电流,母线的差电流$\text{Δ}\dot{{\rm I}}{}_{\text{c}\text{d}}={\displaystyle \sum _{i=1}^n\text{Δ}}\dot{{\rm I}}{}_i$。

定义故障分量综合阻抗为:

${\rm Z}{}_{\text{c}\text{d}\text{ϕ}}=\frac{\text{Δ}\dot{U}{}_{\text{ϕ}}}{\text{Δ}\dot{{\rm I}}{}_{\text{c}\text{d}\text{ϕ}}}\text{ϕ}=\text{a},\text{b},\text{c}(1)$

在高压系统中,由于电源系统阻抗和线路阻抗的阻抗角都接近90°,因此母线内部故障时故障相的故障分量综合阻抗反映各支路阻抗的并联,此时${\rm Z}{}_{\text{c}\text{d}}=\text{Δ}\dot{U}/\text{Δ}\dot{{\rm I}}{}_{\text{c}\text{d}}={\rm Z}{}_1//{\rm Z}{}_2//\cdots //{\rm Z}{}_n$,易知其幅值大小满足|Zcd|<min{|Z1|,|Z2|,…,|Zn|},通常只有几十欧,且其阻抗相角arg Zcd≈-90°。

当母线外部发生故障时,其故障附加状态见图2,此时母线故障相的故障分量综合阻抗反映母线对地杂散电容的容抗,${\rm Z}{}_{\text{c}\text{d}}=\text{Δ}\dot{U}/\text{Δ}\dot{{\rm I}}{}_{\text{c}\text{d}}=\text{Δ}\dot{U}/\text{Δ}\dot{{\rm I}}{}_{\text{c}}={\rm Z}{}_{\text{c}}$,其幅值很大,一般可达上万欧,且arg Zcd≈-90°。

1.2 保护判据

基于故障分量综合阻抗的母线保护原理,其判据为:

$\{\begin{array}{l}|\text{Δ}\dot{{\rm I}}{}_{\text{c}\text{d}}|>{\rm I}{}_{\text{s}\text{e}\text{t}}\\ |{\rm Z}{}_{\text{c}\text{d}}|<{\rm Z}{}_{\text{s}\text{e}\text{t}}\end{array}(2)$

式中:Iset为电流定值,一般可取大于0.2In;In为TA二次电流额定值;Zset为阻抗定值,整定时取500 Ω,足以保证母线保护具有较高的灵敏度。

由以上分析可知,基于故障分量综合阻抗的母线保护原理虽然在母线内、外部故障时特征明显,利用故障分量综合阻抗的幅值所构成的保护判据具有较好的反差特性,但其中的制动项取值固定,制动系数恒为1。当母线外部故障发生TA饱和时,由于饱和所引起的差动不平衡电流会造成判据中的动作量|Zcd|减小,可能造成保护误动作。换言之,判据本身无法通过适时降低其门槛值来躲过TA饱和的影响,其抗TA饱和能力十分有限,因此,该判据在应用时还存在一定的安全性问题,需进一步改进。

2 采用归一化制动系数的母线保护新判据

原有判据仅仅利用了故障分量综合阻抗中的幅值信息来构成母线保护的动作判据,对于其中包含的相位信息却没有深入研究并加以利用。实际上,故障分量综合阻抗中的幅值信息和相位信息是可测量的表征母线系统故障的2种有效信息,而故障分量综合阻抗可视为这2种有效信息的“自然融合”。因此,除了利用其幅值信息外,还应该对其相位信息加以利用,以充分发挥其信息“自然融合”的优势。

2.1 TA饱和对母线差流基波分量相位的影响

当TA发生饱和时,饱和TA的二次侧电流波形会出现缺损和畸变,其波形的缺损和畸变程度与饱和的严重程度有关,此时,在二次侧电流中会存在一定的谐波分量,但基波分量依然是其中的主要成分。而电流波形缺损这一时域内的表象在利用傅里叶变换计算出的基波相量中则表现为其电流相位的偏移[8]。因此,可以通过分析研究基波电流相位的偏移程度来判断TA的工作状态,而在母线保护中通常以母线的差电流作为研究对象。

2.1.1 母线区外故障时的影响

当母线发生近区区外故障时,故障支路将流过全部的短路电流,其TA很可能进入饱和状态。此时,饱和TA的二次侧电流波形缺损并产生强烈畸变,而母线差流在波形和数值上就等于饱和TA的二次电流缺损部分,此时差流基波分量的相位会发生变化,由式(1)可知这势必会造成arg Zcd也随之发生偏移。因此,通过研究TA饱和时差流基波分量的相位变化,便可以确定arg Zcd的偏移程度。

图3为母线发生外部故障时,某一支路的TA饱和时其故障分量电流的典型时域波形,其中i1,i2,iμ分别为TA的一次侧电流(换算至二次侧)、二次侧电流以及励磁电流。易知,母线差流此时反映的便是饱和TA的励磁电流。

由图3可知,发生故障后TA并非立刻进入饱和,而是在过零点存在一个线性传变区,从而使得励磁电流(或二次电流)的波形存在一个间断角(或导通角)φx。若利用傅里叶变换求出此时母线差流(即励磁电流)基波相量的相位,可知TA饱和对差流基波相位所造成的影响。

若理想差流与TA的一次侧电流波形相同,则可假设其时域和相量表达式分别为:$i{}_1=\sqrt{2}{\rm I}{}_{\text{m}}\sin \omega t$和$\dot{{\rm I}}{}_1={\rm I}{}_{\text{m}}\angle 0°$。

利用傅里叶变换可求出母线差流基波分量的正弦项和余弦项的幅值分别为:

$\begin{array}{l}{\rm I}{}_{\text{a}}=\frac{1}{\text{π}}{\displaystyle {\int }_{\phi {}_x}^{\text{π}}i}{}_1(t)\sin \omega t\text{d}t=\\ \frac{\sqrt{2}{\rm I}{}_{\text{m}}}{4\omega \text{π}}[\sin 2\phi {}_x+2(\text{π}-\phi {}_x)](3)\end{array}$

${\rm I}{}_{\text{b}}=\frac{1}{\text{π}}{\displaystyle {\int }_{\phi {}_x}^{\text{π}}i}{}_1(t)\cos \omega t\text{d}t=\frac{\sqrt{2}{\rm I}{}_{\text{m}}}{4\omega \text{π}}(\cos 2\phi {}_x-1)(4)$

计算可得此时母线差流基波分量的相位为:

$\phi =\arctan \frac{{\rm I}{}_{\text{b}}}{{\rm I}{}_{\text{a}}}=\arctan \frac{\cos 2\phi {}_x-1}{\sin 2\phi {}_x+2(\text{π}-\phi {}_x)}(5)$

由于δ≤φx<180°(δ是由于TA在入饱和前总存在一个线性传变区而产生),分析式(5)可知,计算出的差流基波相位φ始终是一个负值,因此,母线外部故障TA饱和时会造成母线差流基波相位的减小,且φ的数值随着间断角φx的增大而增大,即饱和程度越轻,造成的相位误差越大,饱和越严重,相位误差越小。若假设严重饱和时的线性传变区仅为3 ms,则换算可知:φx=δ=54°,此时可由式(5)求得:φ≈-15°。可知,母线外部故障TA严重饱和时造成的差流基波相位误差一般不小于10°。

本文通过数字仿真研究了母线区外故障TA饱和时差流基波分量的相位误差,图4和图5分别给出了母线区外故障TA一般饱和、严重饱和时典型的原始电流波形以及差流基波分量的相位误差。

可以看出,此时差流基波分量的相位误差为正值,即与正常时的差流基波分量相位相比其相位是减小的,且轻度饱和时由于差流波形缺损严重,因此,其相位误差较严重饱和时的相位误差大。大量仿真结果也显示严重饱和时差流的相位误差一般不小于10°。

2.1.2 母线内部故障时的影响

当母线发生内部故障时,各支路仅流过其自身的短路电流,因此短路容量不会很大,TA可能由于铁芯剩磁等原因出现轻微饱和情况,严重饱和情况一般不会发生。

采用与2.1.1节中相同的方法进行分析,并假设此时的母线差流就是饱和TA的二次侧电流,则利用傅里叶变换同样可求出母线差流基波分量的正弦项和余弦项的幅值分别为:

$\begin{array}{l}{\rm I}{}_{\text{a}}=\frac{1}{\text{π}}{\displaystyle {\int }_0^{\phi {}_x}i}{}_1(t)\sin \omega t\text{d}t=\frac{\sqrt{2}{\rm I}{}_{\text{m}}}{4\omega \text{π}}(2\phi {}_x-\sin 2\phi {}_x)(6)\\ {\rm I}{}_{\text{b}}=\frac{1}{\text{π}}{\displaystyle {\int }_0^{\phi {}_x}i}{}_1(t)\cos \omega t\text{d}t=\frac{\sqrt{2}{\rm I}{}_{\text{m}}}{4\omega \text{π}}(1-\cos 2\phi {}_x)(7)\end{array}$

计算可得此时母线差流基波分量的相位φ为:

$\phi =\arctan \frac{{\rm I}{}_{\text{b}}}{{\rm I}{}_{\text{a}}}=\arctan \frac{1-\cos 2\phi {}_x}{2\phi {}_x-\sin 2\phi {}_x}(8)$

由式(8)可知,计算出的φ始终是一个正值,因此,母线内部故障TA饱和时会造成母线差流基波相位的增大,且饱和程度越严重即φx越小,造成的相位误差越大。若母线内部故障TA严重饱和时的线性传变区为5 ms,则φx=90°,计算出φ≈32°。实际上,由于此时的母线差流为所有支路的电流之和,尽管TA饱和支路的二次电流波形有一定程度的缺损,但对整个差流波形的影响并非如上面计算出的那么大,由此可知,母线内部故障TA严重饱和时造成的差流基波相位误差一般不会超过30°。

本文通过大量仿真研究了母线区内故障TA饱和时差流基波分量的相位误差,典型饱和电流波形及仿真结果如图6所示,其中差流基波分量相位误差是指母线内部故障TA正常工作时的差流基波分量相位与饱和时的差流基波分量相位的差值。可以看出,此时差流基波分量的相位误差为负值,与正常时的差流基波分量的相位相比其相位是增大的,且相位误差不超过30°。

2.2 故障分量综合阻抗的相角变化分析

通过以上分析可知,由于TA饱和,会对母线的差流相量$\text{Δ}\dot{{\rm I}}{}_{\text{c}\text{d}}$的相位造成一定的影响:母线区外故障TA饱和时,差流相量的相位减小,母线区内故障TA饱和时,差流相量的相位增大,且差流相量相位误差的大小与TA的饱和程度有关。由式(1)可知,母线差流相量的相位变化会造成arg Zcd也随之发生偏移,且二者呈反比变化。本文因此定义arg Zcd的偏移误差Eθ来衡量其偏移程度的大小:

$E{}_{\theta }=\frac{\left|\arg \frac{\text{Δ}\dot{U}}{\text{Δ}\dot{{\rm I}}{}_{\text{c}\text{d}}}\right|}{90°}=\frac{|\arg {\rm Z}{}_{\text{c}\text{d}}|}{90°}(9)$

1)当母线内部故障TA未饱和时,由于超高压系统中系统阻抗角均接近90°,因此,arg Zcd≤-90°,此时Eθ≥1。

2)当母线内部故障伴有TA饱和发生时,由2.1.2节可知,此时$\text{Δ}\dot{{\rm I}}{}_{\text{c}\text{d}}$的相位是增大的,从而导致arg Zcd减小,因此,arg Zcd<-90°,此时Eθ>1。

3)当母线外部故障伴有TA饱和发生时,由2.1.1节可知,此时$\text{Δ}\dot{{\rm I}}{}_{\text{c}\text{d}}$的相位是减小的,从而导致arg Zcd增大,因此,arg Zcd≥-90°,且相角误差随饱和程度而变化。由于区外故障TA饱和时$\text{Δ}\dot{{\rm I}}{}_{\text{c}\text{d}}$的相位误差不小于10°,因此,Eθ≤8/9,若考虑一定的裕度,Eθ<1。

2.3 母线保护新判据

根据2.2节可知,Eθ随TA工作状态的变化相应变化。因此,可以考虑将Eθ引入原动作判据中,使得判据的动作性能能够随TA工作状态的变化而作出相应调整,以提高保护动作的可靠性和安全性。由于当母线发生内部故障时,无论TA饱和与否,Eθ≥1;而母线外部故障发生TA饱和时,Eθ<1,因此可以将Eθ进行归一化处理,并将归一化后的Eθ作为制动系数Kres引入原动作判据中:

${\rm K}{}_{\text{r}\text{e}\text{s}}=\{\begin{array}{cc}\hfill E{}_{\theta }& \hfill E{}_{\theta }\ge 1\\ \hfill 0& \hfill E{}_{\theta }<1\end{array}(10)$

从而可得母线保护新判据如下:

|ΔIcd|>1.25ΔIT+ΔIdz (启动判据) (11)

|Zcd|<KresZset (动作判据) (12)

式中:ΔIdz为电流突变量启动定值,一般取大于0.2In,已能保证足够的可靠性;ΔIT为浮动门槛,随着变化量输出增大而逐步自动提高,取1.25倍可保证门槛电流始终略高于不平衡输出,提高安全性,减少不必要的频繁启动,且具有较高的灵敏度。

启动判据可用来区分正常运行与故障状态。

动作判据中,Zset为阻抗定值,由于母线对地的等效电容通常在2 000 pF～0.1 μF之间,当母线电容为0.1 μF时所对应的容抗值大约为30 kΩ,而母线内部故障时的等效阻抗值通常只有几十欧,可见,区内、外故障时判据的反差特性很大,因此取Zset为500 Ω时已足以保证判据具有很高的灵敏度。

3 新判据的性能分析

3.1 母线外部故障TA饱和时能够可靠制动

目前的TA饱和检测元件均采用一旦发现TA饱和便直接闭锁母线差动保护的策略,闭锁时间通常达到100 ms以上,从而不可避免地影响了母线保护的动作性能。

当母线外部故障发生TA饱和时,由于饱和所产生的较大差流会使保护启动,并造成|Zcd|下降,此时,基于式(1)的原保护判据可能会发生误动作。结合式(12)及2.2节可知,母线区外故障时由于TA饱和会造成差流相量的相位减小,使得Eθ<1,因此,Kres=0,此时动作判据的门槛值KresZset=0。即使此时动作量|Zcd|数值很小,保护依然能可靠制动。因此保护新判据在母线区外故障TA饱和时具有可靠的制动特性,无需将保护闭锁,从而大大提高了母线保护的动作性能及外部故障时的安全性。

3.2 母线内部故障TA饱和时具有更高的灵敏度和可靠性

由于目前的TA饱和检测元件均采用一旦发现TA饱和便直接闭锁母线差动保护的策略,因此,当母线故障点由区外转向区内或母线内部故障发生TA饱和时,保护的动作速度将大大降低,甚至可能造成保护拒动。

事实上,当母线发生内部故障时,各支路仅流过其自身线路电流,因此短路容量不会很大,TA可能出现轻微饱和情况,严重饱和情况一般不会发生。而且,此时的母线差流为所有支路的电流之和,尽管某一TA饱和支路的二次电流波形有一定程度的缺损,但是对整个差流波形的影响不大。而新判据将反映TA工作状态变化的Eθ引入判据中,当母线内部故障伴有TA饱和发生时,由于差流相量的相位发生变化,造成arg Zcd发生偏移,此时Eθ≥1,KresZset>Zset,反而会提高保护的动作灵敏度,因此,保护能够直接出口动作,动作速度不受影响,更不会出现拒动的情况,从而使得保护性能更加可靠。

除此之外,新判据依然具有基于故障分量综合阻抗母线保护所具有的天然的不受3/2断路器接线时母线内部故障有汲出电流影响的特性以及较强的抗过渡电阻能力,限于篇幅,本文不再赘述。

4 仿真验证

为验证新判据的有效性,利用文献[22]中的仿真模型及参数进行仿真验证,其中饱和TA模型采用EMTP中的Type98非线性电感元件搭建,TA变比取为1 200/5。

4.1 母线内部故障时的仿真结果

图7和图8分别给出了母线内部发生A相接地故障时TA未饱和以及TA饱和时的仿真结果。可以看出,内部故障TA未饱和时,|Zcd|很小且arg Zcd<-90°,求解出的Eθ基本在1.15左右,由式(10)和式(12)可知,此时动作量|Zcd|始终小于门槛值KresZset,满足保护的动作判据,且比式(2)中的原动作判据具有更高的灵敏度。区内故障TA发生饱和时,从图8中可以看出,母线差流虽然受到一定影响,但其变化不大,与图7中的仿真结果相比,此时arg Zcd减小,Eθ的计算数值增大,保护始终满足动作判据且具有很高的灵敏度,能够迅速动作。

4.2 母线外部故障发生TA饱和时的仿真结果

图9和图10为母线外部某条支路发生A相接地故障并伴有不同程度的TA饱和时得到的仿真结果。可以看出,外部故障TA饱和时,会出现较大的差流,使得保护启动,此时计算得到的|Zcd|较小,低于门槛值Zset,基于式(1)中的原动作判据此时会发生误动作。由于此时的母线差流是全部短路电流之和的缺损部分,电流波形存在较大畸变,因而造成arg Zcd也发生较大偏移。

比较图9和图10可知,一般饱和时偏移至少在30°以上,即使是严重饱和,由于饱和TA始终存在3 ms左右的线性传变区,因而其相角偏移也在10°以上,所以计算出的Eθ<1,结合式(10)和式(12)可知,归一化的制动系数Kres=0,保护会可靠制动,与原动作判据相比,大大提高了保护抗TA饱和的能力。

5 结语

本文基于故障分量综合阻抗母线保护原理,分析了TA饱和对母线差流基波分量相位以及故障分量综合阻抗相角所造成的影响,并据此定义了故障分量综合阻抗的相角偏移误差,在将其归一化处理后作为制动系数构成了一种母线保护新判据。与原有判据相比,新判据不仅具有故障分量综合阻抗母线保护的所有特点,而且大大提高了保护抗TA饱和的能力。当母线区外故障TA饱和时,新判据能够可靠制动,当母线区内故障TA饱和时,新判据依然具有很高的灵敏度,使保护能够迅速动作。EMTP仿真验证了新判据的可靠性和有效性。

综合制动 篇6

本研究运用理论计算和有限元仿真分析,对设计的车轴与制动盘过盈量进行设计校核,并通过压装试验进行验证。

1 制动盘过盈量的设计

综合作业车制动原理是: 夹钳气缸推动杠杆,带动闸片夹紧制动盘,将车辆的动能转化为闸片和制动盘的摩擦热能耗散到空气中实现制动[1],制动盘在车轴上的结构如图1所示。

由制动原理可知,为实现制动性能,制动过程中制动盘盘体和车轴之间不能发生轴向转动和轴 向窜动。即盘与车轴的过盈量所能传递的转矩T和轴向力F应大于闸片压力所产生的转矩和轴向力。制动盘过 盈量可根据车辆制动距离和制动减速度计算得到的闸片压力进一步计算获得。

根据车辆紧急制动设计参数( 初速度120 km/h时紧急制动距离不大于800 m,初速度160 km/h时紧急制动距离不大于1 400 m) 对夹钳的夹紧力进行计算,考虑到摩擦因数、气缸压力等参数的波动,保留10%的制动余量,并按TB/T 1407 -1998规定,单机制动的空走时间为2.5 s。求得闸片压力F =28 211 N和最大力矩T =2μFRm= 4 316. 3 N·m。式中: μ为闸片与盘面摩擦因数; Rm为制动盘摩擦半径。

车轴与制动盘过盈连接的最小有效过盈量δmin[2]:

式中: f为配合面的摩擦系数; d为配合的公称直径( mm) ; l为配合长度( mm) ; RZ1、RZ2分别为被包容件及包容件配合表面上微观不平度的十点高度( μm) ;

被包容件的刚性系数

包容件的刚性系数

式中: d1、d2分别为被包容件和包容件的外径( mm) ; μ1、μ2分别为被包容件和包容件的泊松比;E1、E2分别为被包容件和包容件材料的弹性模量( MPa) 。

制动盘毂孔与车轴盘座过盈量的安全系数S,可以参照TB /T 1718 - 2003《铁道车辆轮对组装技术条件》中的规定,过盈量为盘座直径的0. 08% ~0. 15% ,在此初步选取S = 4,并选取制动盘与车轴的配合公差为H6 /t7。

车轴与制动盘采用冷压法装配,压装力曲线是判定压装是否合格的依据。过大的压装力使得压入时轮座表面的金属发生纵向的滑移堆积,滑移堆积是压装的致命伤,纵向拉伤是数量最多的故障[3,4]。制动盘的最大压入力:

最大压出力: Fo= ( 1. 3 ~ 1. 5) Fi

式中: δmax为所选得的标准配合在装配前的最大过盈量( μm) 。

当配合公差为H6 /t7的上限时,得到的最大压入力Fi为310. 8 k N; 最大压出力: Fo= 404. 1 k N ~466. 3 k N。

2 有限元仿真

采用Ansys软件对车轴和制动盘的压装过程建立有限元仿真模型,研究装配过程中的应力分布、最终压装力大小、摩擦因数等对压装曲线的影响规律,对装配工艺具有指导意义[5]。

建立有限元模型如图2所示,仿真得出当盘毂与车轴盘座的配合公差为上限时,应力云图如图3所示。由图3可知压装完成后: 1车轴盘座的最大应力出现在制动盘盘毂厚度最大处; 2盘毂的最大应力出现在盘毂的末端,为312. 7 MPa; 3车轴和盘毂的最大应力都小于各自的屈服强度。

在Ansys中分别提取得到压入力数值。当盘毂与车轴盘座的过盈量分别为上限和下限时,对应的压入力分别为297. 764 k N和192. 480 k N。

3 试验验证

制动盘冷压装配之前,先在盘毂孔和车轴盘座表面均匀涂抹润滑油。将车轴和制动盘吊装到轮对压装机上,对齐车轴轴线位置; 并按指定速度压入制动盘。本次压装试验用车轴盘座直径198. 695 mm、圆柱度0. 01 mm、粗糙度Ra1. 6,制动盘毂孔直径198. 510 mm、圆柱度0. 01 mm、粗糙度Ra3. 2。

压装完成后得到的压装力曲线如图4所示,由曲线图可知: 1压装过程中压力总体是上升的,当压装到注油槽附近时,压装力稍有下降; 盘座通过注油槽后压力继续上升直至压装结束; 2最大压装力307. 2 k N,整个过程中没有出现掉吨现象; 3根据该压装力曲线,按照TB /T 1718 - 2003的判定标准,可判定本次压装合格有效。

压装完成3 h后进行检压试验,设定压力380k N保持30 s盘体无位移,检压曲线如图5所示。当压力缓慢上升到420 k N时盘体发生位移,曲线如图6所示。

对比理论计算、有限元仿真和压装试验的结果( 见表1) ,表明制动盘过盈量设计计算合理可行。

/k N

4 结束语

制动器制动力矩的改善措施 篇7

某越野车辆在路面良好的规定坡度坡道上停驻时, 由于制动力矩不足出现车辆滑坡 (向下方滑移) 现象。根据驻车坡度和整车参数计算, 要求单个后轮驻车制动力矩不小于10 034.5N·m, 而实测后轮最大驻车制动力矩为5400N·m, 与要求相差甚远。

本文通过对某越野车辆后轮制动器驻车制动力矩不足的原因分析得出, 除了制动器的主要结构参数选择不合理是制动力矩不足的主要原因之外, 制动蹄强度不足也是制动力矩达不达标的主要原因之一。采取增加制动气室输出推杆的推力和制动调整臂长度、减小渐开线凸轮基圆半径、增加制动蹄强度等改进措施后, 能使制动力矩达到要求值。

制动器结构

该越野车的后轮制动器见图1, 是定心渐开线凸轮促动领从蹄鼓式制动器, 气压驱动, 制动气室是行车制动与驻车制动兼用的复合式储能弹簧制动气室。制动器制动时, 凸轮机构保证了两蹄的位移相等, 因此, 作用于两蹄上的法向反力和由此产生的制动力矩也分别相等, 领从蹄的张开力与其效能因数成反比。

1.制动鼓2.制动蹄及滚轮3.凸轮轴4.制动底板5.凸轮轴支座6.制动调整臂7.制动气室

原因分析

1.实物复检

将此制动器拆开, 对各零部件进行复检, 结果发现各零部件均满足资料要求, 由此可排除制造缺陷因素。

2.制动力矩的计算

单个制动器产生的制动力矩M计算如下:

式中Q——弹簧制动气室输出推杆的推力, N;

L——制动调整臂长度, mm;

η——凸轮支承的传动效率;

rb——渐开线凸轮基圆半径, mm;

f′——凸轮与滚轮接触点处的摩擦系数;

m——切向力 (摩擦力) 的力臂, mm;

K1、K2——领蹄、从蹄的效能因数;

R——制动鼓半径, mm。

此制动器的主要结构参数为:Q=7 5 0 0 N, L=1 3 2 m m, η=0.6～0.8, 计算时取η=0.7;rb=13m m, f′=0.15, m=13.62m m, R=190m m, K1=1.01, K2=0.45。经计算得出单个制动器产生的制动力矩M=5449.58N·m, 与实测值 (5400N·m) 相符。因此确定制动力矩不足的主要原因是设计不合理, 应进行改进。

3.试验及分析

(1) 方案一将原20/24型制动气室改为20/30型制动气室, 增大制动气室输出推杆的推力Q, 并减小凸轮基圆半径 (rb=10mm) 。经计算得出单个制动器产生的制动力矩M=9055.28N·m。而实测此状态的后轮最大驻车制动力矩仅为6800N·m, 测量值与计算值相差很多。

(2) 方案二为了进一步查找原因, 再次减小凸轮基圆半径 (rb=8mm) 。经计算得出单个制动器产生的制动力矩M=10 958.86N·m。此时制动力矩理论上已能满足要求, 但实测此状态的后轮最大驻车制动力矩仍然为6800N·m, 与试验方案一的实测值相同。

(3) 制动蹄的受力分析理论计算所依据的制动蹄摩擦面上的压力分布规律是在制动蹄为绝对刚性的假设上得出的。分析认为:此时制动蹄局部应力已达到屈服极限, 产生塑性变形, 制动力矩不再按理论对应关系相应增大, 导致实测值与计算值不相符。制动蹄用Q345钢板焊接而成, 其结构如图2所示。

以领蹄作为分离体进行受力分析, 它受到等效法向合力N1与等效切向合力f N1的合力F1、张开力P1和支反力S1, 按三力平衡汇交定理计算后:张开力P1=27 465.82N, 支反力S1=62 210.30N。

1.支承座2.腹板3.翼缘4.连接板5.筋6.加强板

由计算得出的P1和S1, 使用有限元法对领蹄进行强度分析, 得到详细的应力分布 (见图3) 和塑性变形区域 (见图4) 。

有部分区域的应力已超过Q345钢的屈服极限 (345MPa) , 理论最大应力为884.9MPa。当局部发生屈服时, 应力不再增加, 屈服区域向外延伸而扩大, 实际上的塑性变形区域比图4所示范围更大。所以制动蹄的强度不足是制动力矩实测值与计算值不符的原因。

(4) 制动力矩不足的主要原因直接原因是制动器的主要结构参数 (如制动气室输出推杆的推力、制动调整臂长度和凸轮基圆半径等) 选择不合理;间接原因是制动蹄的强度不足。

改进措施

通过上述试验分析, 针对制动力矩不足, 得出如下改进措施:将20/24型制动气室改为20/30型制动气室, 增大弹簧制动气室输出推杆的推力;减小凸轮基圆半径 (rb=8 m m) ;增大制动调整臂长度 (L=165mm) ;制动蹄用Q345钢板焊接而成, 并针对图3所示的薄弱部位进行加强:增加了制动蹄腹板和翼缘的厚度, 增加支座壁厚, 增加外加强板的长度, 增加筋和连接板的数量, 新增内加强板和两种弧形板, 腹板和内、外加强板间增加塞焊缝, 腹板和翼缘间采用连续角焊缝, 提高制动蹄的强度和刚度, 改进的制动蹄如图5所示。

1.支承座2、8.弧形板Ⅰ、Ⅱ3.内加强板4.翼缘5.连接板6.筋7.腹板9.外加强板

1.改进的制动蹄受力分析

经计算:领蹄的张开力P1=34 332.27N, 支反力S1=77 762.86N。由求出的P1和S1, 利用有限元法对领蹄进行强度分析, 应力分布情况如图6所示。改进制动蹄的最大应力为277.1MPa, 安全系数为1.25, 强度满足要求。

2.改进后制动力矩计算

单个制动器产生的制动力矩M=13 698.58N·m, 其理论值是要求值10 034.5N·m的1.37倍, 满足要求。

3.驻车制动力矩实测值

实测改进的后轮最大驻车制动力矩为14 500N·m, 与计算值基本相符。

4.驻车试验

将改进的制动器安装在该越野车辆上, 在路面良好的规定坡度的坡道上停驻时, 能可靠平稳地驻车, 制动器的制动力矩完全能满足驻车能力的要求。

结语

综合制动 篇8

第一脚制动:轻踏

即用脚尖或前脚掌轻踏制动踏板。

(1) 用脚尖轻踏制动踏板, 若到全程的2/3时才感到制动阻力, 说明踏板自由行程过大, 应予以调整;若刚一踏下制动踏板时就感到有制动阻力, 说明踏板自由行程过小, 也应予以调整。

(2) 用前脚掌轻踏制动踏板, 若踏下制动踏板时感觉踏板比以前硬, 甚至踏不动, 说明制动总泵及分泵皮碗发胀、变形以致卡死, 或是由于制动液使用过久产生的沉淀阻塞了管路, 应更换制动液及制动皮碗, 并清洗制动管路;若踏下制动踏板时感觉软绵绵的并富有弹性, 说明液压制动管路内有空气或制动液受热汽化, 应拧紧管路接头, 并根据不同车型, 按规定要求进行放气;若踏下制动踏板后松开, 踏板不能回到原位, 说明制动总泵加油阀或回油孔堵塞, 若此时总泵伴有“扑哧、扑哧”的响声, 则说明制动总泵皮碗被踏翻, 应疏通总泵回油阀或回油孔, 重新装配或更换总泵皮碗。

第二脚制动:快踏

即用脚掌快速踏下制动踏板。

(1) 装有快速自锁接头的液压制动系统若出现轻踏制动踏板时制动有效, 而快踏制动踏板时制动无效的现象, 说明快速自锁接头装反或接头处两个弹簧力调整不当, 因此在“快踏”制动踏板时, 接头球部产生自锁现象, 制动液不能通过。遇到这种情况, 应重新装配, 并将来油端压紧弹簧弹力适当调低。

(2) 若在“快踏”制动踏板时, 感觉踏板自由行程较小且制动有效, 而在缓慢踏下制动踏板时, 感觉自由行程较大且制动无效, 说明制动总泵皮碗老化, 磨损过甚。保持对制动踏板的压力不变, 此时若感觉踏板在继续向下移动, 说明制动管路中有渗漏现象。此时应首先检查外部制动管有无破裂, 管接头处有无松旷, 再检查总泵推杆防尘套处和车轮制动分泵处有无制动液漏出, 若没有制动液漏出, 说明总泵或分泵皮碗老化破裂或被踩翻, 应予以更换。

第三脚制动:连踏

即连续踩踏几次制动踏板。

(1) 若连续踩踏几次制动踏板, 踏板始终到底且无反弹力, 说明故障原因是总泵贮液室内缺少制动液;进油孔和贮液室盖通气孔堵塞;机械连接机构脱落;制动皮碗破裂或被踏翻。此时应向贮液室内添加制动液, 疏通通气孔, 更换制动皮碗。

以静制动的海马隐士 篇9

海马的长相相当古怪，同时拥有马的头、蜻蜓的眼、虾的身子和猴子的尾巴。

海马的眼睛可以上下左右前后转动，所以不用转动身体就可以用眼睛伶俐地观察四周。它甚至还能两只眼同时看不同的方向，比如一只向前，另一只向后。除了蜻蜓和变色龙之外，这种极度灵活的眼部运动只有海马才能做得到。此外，它还有一条灵活的长尾巴，这是由脊椎演化而成的，可用来钩住任何突出的物体，以固定住自己的身体。

虽然海马的外表与鱼类相差甚远，但从分类学来看，它确实属于鱼类。它的体内有鱼鳔，游泳依靠鳍推进，这些都是鱼的特征。

海马的生命在于静止

海马的尾鳍已经完全退化，全部动力来自背鳍和胸鳍所做出的波状摆动，这种摆动的频率很高，约每秒钟10次。游泳时它头部朝上采取直立式，造型相当优美，也能做上下左右的移动。只是速度慢得让人心急，每分钟仅能前进1～3米。幸好海马不是以速度取胜，而是以变换自身外表形态融入外部环境来求生的。

正所谓“一动不如一静”，平时它就用蜷曲的尾巴把自己固定在海藻或其他物体上，假装自己是一株海藻或其他什么。哪怕不得不离开了，它也会第一时间找新地方继续窝着。

海马怀璧之祸

海马由于伪装能力强，生活又低调，再加上披着一身硬皮不太好吃，一向不太受猎食者的欢迎。然而，近年来海马却面临着严峻的生存危机：每年都会有数以百万计的海马被捕捞，或卖给水族馆，或用来制成传统的中药。此外，人类为了发展海洋经济，大量地破坏海草区、红树林及珊瑚礁，而这些都是海马的天然栖息地，这些破坏行为严重影响了海马的生活与繁育。

综合制动 篇10

电梯能否安全运行与制动器工作状况密切相关。但是作为制动器的重要技术指标—制动力的现场检测工作目前还多数采用人工测量或人为主观判断的方式, 很难给出精确的测量值。然而大量事故案例表明, 电梯人身伤亡事故的发生主要原因之一就是源于电梯制动器制动力值不当, 从而导致电梯出现冲顶、蹾底、溜车、停层失控、剪切等现象。

目前, 电梯上安装的制动器主要为块式制动器。电梯发生溜车、冲顶、蹾底、剪切等事故的主要原因是由于制动器的制动力矩不足造成的, 而制动弹簧失效又是造成制动力矩不足的主要原因。《电梯制造与安装安全规范》12.4.2.5规定:“制动闸瓦或衬垫的压力应用有导向的压缩弹簧或重铊施加”;《电梯监督检验规程》第三条:“…在用电梯应当按照本规程对定期检验规定的内容, 每年进行一次检验…”《电梯监督检验内容要求与方法》对制动器检测的要求:“制动器动作灵活, 工作可靠。制动时两侧闸瓦应紧密、均匀地贴合在制动轮工作面上, 松闸时制动轮与闸瓦不发生摩擦”。检验方法:“外观检查, 必要时用塞尺测量”。因此, 目前对制动器的检查大都局限在定性检查上, 检查的准确性受检测人员经验的影响较大。如果能设计出准确反映制动器制动性能的装置, 便是电梯安全可靠运行的重要保障。

鉴于上述原因, 故研究开发了电梯制动器制动弹簧性能的便携式检测装置 (具体结构如图) , 此装置尤其适用于电梯块式制动器制动力的检测。

本实用新型电梯制动器制动弹簧性能的便携式检测装置, 包括安装在制动弹簧轴向平面两侧的筒体, 安装在制动弹簧挡盖端的固定板, 数据采集处理系统, 人机界面。筒体内部设有拉力传感器和两安装轴, 左安装轴左端通过螺母拧合在固定板上, 右安装轴右端为一臂爪, 紧扣在制动臂外端。固定板上有导向槽, 可根据制动臂的厚度调节筒体的安装位置。传感器上得到信号通过引线输出到数据采集处理系统, 在人机界面上输入制动器的相关尺寸, 就可以显示制动弹簧失效与否。 (所述拉力传感器为非标的柱式传感器;所述筒体上设有便于引线通过的引线孔, 对称设置两个;所述的固定板上有中心圆孔, 直接套在制动弹簧导向杆上。)

1-双螺母2-固定板3-左安装轴4-拉力传感器5-右安装轴6-筒体7-制动弹簧8-制动臂9-闸瓦块

电梯制动器制动弹簧性能的便携式检测装置形式如上图所示。基本组成部分主要有:双螺母, 固定板, 左安装轴, 拉力传感器, 右安装轴, 数据采集系统, 人机界面。左安装轴左端通过双螺母拧合在固定板上, 右安装轴右端为一臂爪, 紧扣在制动臂外端。固定板上有导向槽, 可根据制动臂的厚度调节筒体的安装位置。