RU2620635C1 - Система охлаждения тормозного диска - Google Patents

Система охлаждения тормозного диска Download PDF

Info

Publication number
RU2620635C1
RU2620635C1 RU2015155988A RU2015155988A RU2620635C1 RU 2620635 C1 RU2620635 C1 RU 2620635C1 RU 2015155988 A RU2015155988 A RU 2015155988A RU 2015155988 A RU2015155988 A RU 2015155988A RU 2620635 C1 RU2620635 C1 RU 2620635C1
Authority
RU
Russia
Prior art keywords
cooling
brake disc
diffuser
channels
confuser
Prior art date
Application number
RU2015155988A
Other languages
English (en)
Inventor
Марк Эликович Лиснянски
Александр Сергеевич Молчанов
Original Assignee
Общество с ограниченной ответственностью "СМВ Инжиниринг" (ООО "СМВ Инжиниринг")
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Общество с ограниченной ответственностью "СМВ Инжиниринг" (ООО "СМВ Инжиниринг") filed Critical Общество с ограниченной ответственностью "СМВ Инжиниринг" (ООО "СМВ Инжиниринг")
Priority to RU2015155988A priority Critical patent/RU2620635C1/ru
Application granted granted Critical
Publication of RU2620635C1 publication Critical patent/RU2620635C1/ru

Links

Images

Classifications

    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16DCOUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D65/00Parts or details
    • F16D65/02Braking members; Mounting thereof
    • F16D65/12Discs; Drums for disc brakes
    • FMECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16DCOUPLINGS FOR TRANSMITTING ROTATION; CLUTCHES; BRAKES
    • F16D65/00Parts or details
    • F16D65/78Features relating to cooling
    • F16D65/84Features relating to cooling for disc brakes
    • F16D65/847Features relating to cooling for disc brakes with open cooling system, e.g. cooled by air

Abstract

Изобретение относится к области транспортного машиностроения, в частности к вентилируемым тормозным дискам транспортных средств. Система охлаждения тормозного диска выполнена в виде образованных в теле диска непересекающихся радиальных каналов, разделенных перегородками. Каждый радиальный канал состоит из чередующихся диффузорных и конфузорных участков, а сечение каналов выполнено в виде круга, эллипса или четырехугольника. Длина диффузорного участка больше или равна длине конфузорного участка. При этом обеспечивается турбулизация воздушного потока в каналах переменного сечения. Достигается повышение эффективности охлаждения фрикционных поверхностей тормозного диска методом пассивной интенсификации конвективного теплообмена, что приводит к снижению максимальных температур нагрева, предохранению от преждевременного износа и увеличению срока службы тормозного диска. 2 з.п. ф-лы, 1 табл., 7 ил.

Description

Изобретение относится к области транспортного машиностроения, а именно к вентилируемым дискам для дисковых тормозов тормозных систем транспортных средств.

Из уровня техники известны вентилируемые тормозные диски дисковых тормозов тормозных систем транспортных средств, имеющие систему охлаждения в виде сквозных радиально направленных внутренних каналов. Вентилируемые тормозные диски применяются при высоких скоростях и темпах торможения движения транспортных средств и обеспечивают, благодаря своей конструкции, лучшую эффективность охлаждения по сравнению с невентилируемым тормозным диском.

Известна система охлаждения тормозного диска с помощью отверстий на тормозных дорожках полого тормозного диска, выполненных по концентрическим окружностям с выходом в радиальные каналы (патент Германии 2219770). Недостатком этой системы является вяло текущая конвекция охлаждающего воздуха по каналам и отверстиям тормозного диска, что не позволяет обеспечить эффективный теплоотвод на современных транспортных средствах.

Известна система охлаждения тормозного диска, представляющая собой равномерно расположенные по окружности от ступицы до обода диска сквозные вентиляционные каналы, образованные поперечными перегородками в виде лопаток. Лопатки при этом выполнены изогнутыми и одинаково наклонены назад относительно направления вращения диска, причем каждая лопатка через одну выполнена короче соседних двух длинных лопаток, что позволяет увеличить площадь проходного сечения на входе в лопаточное колесо для прохождения охлаждающего воздуха по сравнению с вариантом, когда все лопатки имеют одинаковую длину (патент на изобретение РФ №2212572).

Недостатком данной системы охлаждения вентилируемого тормозного диска является большая диффузорность межлопаточных каналов, что из-за несоответствия площадей проходных сечений на входе и на выходе межлопаточных каналов приводит к увеличенным гидродинамическим потерям, снижению расхода охлаждающего воздуха, а следовательно, и к снижению эффективности охлаждения диска при торможении.

Наиболее близким к заявляемому техническому решению является система охлаждения вентилируемого тормозного диска для транспортных средств по патенту РФ №2438049, содержащая два находящихся на расстоянии друг от друга фрикционных кольца, для образования кольцевого зазора с заданной шириной зазора соединенных между собой множеством расположенных в зазоре соединительных перемычек. Для увеличения эффективности системы охлаждения данного тормозного диска в области кольцевого зазора предусмотрено множество элементов для направления потока, создающих в зазоре турбулизацию потока и влияющих на расход воздуха в кольцевом зазоре и на скорость течения воздушного потока в области кольцевого зазора. Фрикционные кольца для образования радиального выступа на одном из фрикционных колец, служащего элементом для направления потока в области впускающего воздух канала на отдельных участках или в отдельных областях, выполнены с различными внутренними диаметрами. Имеющее меньший внутренний диаметр и тем самым образующее радиальный выступ фрикционное кольцо снабжено и/или выполнено с подобной лопасти геометрией. Ряд завихрителей, выполненных в виде множества выпуклых шишечек и/или углублений в виде лунок, находящихся на расстоянии друг от друга в окружном направлении, примыкает непосредственно к подобной лопасти геометрии. Дополнительно поверхность областей стенок кольцевого зазора для образования элемента для направления потока, по меньшей мере, в отдельных областях, выполнена с создающей и/или благоприятствующей турбулентному воздушному потоку шероховатостью поверхности.

Это система охлаждения вентилируемого тормозного диска принята за прототип.

Представленная в прототипе система охлаждения вентилируемого тормозного диска относится к пассивным методам интенсификации теплопередачи, в основе которых лежит воздействие на характеристики потока формой поверхности теплообмена. Известно, что тепловой поток при конвективном теплообмене, отводящийся вентиляционным воздухом, прямо пропорционален усредненному коэффициенту теплоотдачи, площади омываемой поверхности и усредненному перепаду температур между воздухом и стенкой и оценивается по формуле Ньютона:

Figure 00000001

Q - тепловой поток;

α - усредненный коэффициент теплоотдачи;

F - площадь омываемой поверхности;

ΔТ - усредненный перепад температур между воздухом и стенкой.

Площадь омываемой поверхности и усредненный перепад температур определяются конструкцией и габаритными размерами тормозного диска и режимом торможения, а вот на величину усредненного коэффициента теплоотдачи, а значит, и снимаемого теплового потока (при тех же величинах F и ΔT) существенно влияет форма поверхности теплообмена, т.е. в нашем случае форма вентиляционного канала.

Суть процесса пассивной интенсификации конвективного теплообмена заключается в том, что при его реализации в каналах с искусственной турбулизацией потока рост относительной теплоотдачи опережает рост или равен росту гидродинамического сопротивления по отношению к соответствующим характеристикам у гладкого канала (то есть без турбулизаторов) при идентичных определяющей геометрии их профилей поперечных сечений каналов и режимах течения теплоносителя. В этом случае дополнительная энергия подводится к потоку теплоносителя в основном в зоне узкого пристенного слоя, где срабатывается почти весь градиент поля скоростей и температур. Носителями этой дополнительной энергии являются искусственно генерируемые системы вихрей, расположенные в основном в пристенном слое. Таким образом, за счет искусственной турбулизации потока могут достигаться значения коэффициента теплоотдачи, характерные для развитого турбулентного потока при значениях критерия Рейнольдса, соответствующих ламинарному и переходному режимам. Однако, как показывает опыт, эффективность искусственной турбулизации потока с увеличением скорости потока (значений критериев Рейнольдса) снижается и, в области развитого турбулентного потока, темп роста сопротивления превалирует над темпом роста теплоотдачи.

Недостатком системы охлаждения, представленной в прототипе, является то, что в выполненных каналах тормозного диска эффект турбулизации при обтекании перемычек и завихрителей (лунок) носит локальный характер, при повышении частоты вращения, а значит, и скорости течения воздуха в вентиляционной системе охлаждаемого тормозного диска гидродинамическое сопротивление растет быстрее коэффициента теплообмена, и, следовательно, тормозной диск имеет в этом случае неинтенсивное охлаждение за счет снижения массового расхода охлаждающего воздуха.

Технической задачей заявляемой системы охлаждения вентилируемого тормозного диска при торможении является интенсификация конвективного теплообмена между охлаждающим воздухом, протекающим по вентиляционным каналам, и телом тормозного диска.

Техническим результатом в нашем случае является увеличенный теплоотвод с поверхности диска.

Указанный технический результат достигается тем, что в системе охлаждения тормозного диска, выполненной в виде образованных в теле диска непересекающихся радиальных каналов, разделенных перегородками, радиальные каналы выполнены в виде чередующихся диффузор-конфузорных участков. При этом сечение каналов выполнено в виде круга, эллипса или четырехугольника, а длина диффузорного участка больше или равна длине конфузорного участка.

В такой системе охлаждения обеспечивается периодическое изменение давления и скорости потока охлаждающего воздуха, что приводит к интенсификации теплообмена между потоком охлаждающего воздуха и нагретыми торцевыми поверхностями и ребрами тормозного диска. Интенсификация теплообмена в таком канале (с чередующимися диффузор-конфузорными участками) обусловлена особенностями гидродинамики течения потока. При течении в диффузоре наблюдается замедление потока за счет расширения канала по сравнению с гладким каналом, при этом интенсивное вихреобразование и поперечное перемешивание потока воздуха (увеличение турбулентности) приводит к интенсификации теплоотдачи между потоком и стенкой. Течение в конфузоре приводит к ускорению потока за счет сужения канала по сравнению с гладким каналом, что обычно вызывает его упорядочение (снижение турбулентности) и уменьшение теплообмена в канале. Однако, при течении в канале с чередующимися диффузор-конфузорными участками, турбулентные возмущения течения, генерируемые диффузором, обеспечивают высокий уровень теплообмена и в конфузоре. Это объясняется тем, что в канале, образованном чередующимися диффузор-конфузорными участками, образуется дополнительный перепад давления, вызванный различием скоростей (по закону Бернулли), и создается дополнительная турбулизация течения за счет взаимодействия потоков, вызванных пространственным знакопеременным градиентом давления, что, в свою очередь, приводит к интенсификации теплообмена. В целом система течения потока в канале «диффузор-конфузор» характеризуется высокой тепловой эффективностью при умеренном гидродинамическом сопротивлении, а характер распределения давления и скоростей определяется геометрией проточной части канала, его спецификой и выражен некоторой пульсационной кривой. При этом увеличение гидравлического сопротивления не опережает темпа роста интенсификации теплообмена в широком диапазоне чисел Рейнольдса.

Сущность заявляемой системы охлаждения поясняется графическими материалами, на которых:

- на фиг. 1 и 2 представлено принципиальное устройство тормозного диска, в котором реализуется предлагаемая система охлаждения, для удобства представления фигура представлена в плане с вырезом сектора 90° (для наглядности на фиг. 1 сечение каналов имеет форму круга, фиг. 2 - квадрата);

- на фиг. 3 представлено сечение тормозного диска в окружном направлении по центру его толщины.

- на фиг. 4, 5 представлены предпочтительные сечения каналов охлаждения в виде фрагментов тормозного диска.

Система охлаждения выполнена следующем образом. Внутри тормозного диска 1 с плоскими торцевыми фрикционными поверхностями 2 и 3 формируется совокупность непересекающихся радиальных каналов 4 (фиг. 1, 2). Каналы разделены перегородками 5, каждый канал состоит из чередующихся диффузорных 6 (расширяющихся) и конфузорных 7 (сужающихся) участков (фиг. 3). В общем случае сечение каналов может иметь вид любой геометрической фигуры. Но наиболее эффективным с точки зрения организации движения воздушных потоков будут являться форма сечения в виде эллипса, (круга) (фиг. 1, 4). Другим наиболее предпочтительным вариантом сечения каналов 2 является четырехугольник (квадрат) (фиг. 2, 5).

Количество и характерный (эквивалентный) диаметр каналов, длины диффузорных и конфузорных участков, величины углов расширения диффузора и сужения конфузора выбирают из условия обеспечения оптимального теплоотвода с поверхности тормозного диска методом пассивной интенсификации конвективного теплообмена с учетом геометрических размеров, характеристик и режимов работы последнего.

Принцип работы системы охлаждения можно рассмотреть на примере тормозного диска, представленного на рис.1, 4. Тормозной диск 1 состоит из правой 2 и левой 3 торцевых фрикционных поверхностей, перегородок 5, образующих систему каналов 4, каждый из которых, в свою очередь, состоит из чередующихся диффузорных 6 и конфузорных 7 участков. При движении автомобиля тормозной диск вращается вместе с колесом и охлаждающий воздух под действием центробежной силы засасывается в профильные каналы 2, двигаясь радиально от центра к периферии тормозного диска. При торможении автомобиля кинетическая энергия движения последнего преобразуется при помощи трения в тепло, нагревая тормозной диск. При течении по каналам 4 воздух нагревается, охлаждая стенки каналов, а значит, и торцевые фрикционные поверхности 2 и 3. Благодаря тому, что внутренние поверхности каналов 4 выполнены с чередующимися диффузорными 6 и конфузорными 7 участками, т.е. имеют впадины и выступы, воздух в каналах 2 движется с переменной скоростью и давлением в зависимости от площади сечения каналов, при этом из-за турбулизации потока происходит интенсивный теплообмен между потоком воздуха и нагретыми стенками каналов 2.

Теплоотдача и гидродинамическое сопротивление канала зависят от соотношения длин диффузора и конфузора, размеров входного и выходного сечений диффузора. Угол раскрытия диффузора не должен превышать предельного безотрывного угла, при превышении величины которого возникает отрывное течение, увеличивающее гидродинамическое сопротивление канала и почти не увеличивающее теплообмен. Длина диффузорного участка может быть равна длине конфузорного участка или превышать ее. Если длина конфузорного участка превышает длину диффузорного участка, то эффект влияния турбулентных возмущений течения, генерируемые диффузором, ослабевает и рост гидродинамического сопротивления опережает уровень роста теплообмена, снижая тепловую эффективность канала с такой геометрией.

Как показали эксперименты, интенсификация теплообмена в диффузор-конфузорных каналах по сравнению с гладкими достигает 1,6 (отношение числа Нуссельта в диффузор-конфузорных каналах к числу Нуссельта в гладких каналах, деленное на отношение их гидравлических сопротивлений) ([1], стр. 17). В плоском канале типа «конфузор-диффузор» теплоотдача увеличивается на 40-50% по сравнению с гладким каналом при одинаковом гидросопротивлении ([1], стр. 79).

Эффективность заявляемой системы охлаждения поясняется с помощью расчетного примера, которым изобретение однако не ограничено.

Пример

Частным случаем конструкции тормозного диска, реализующим предлагаемую систему охлаждения, является система плоских каналов (4) типа «конфузор-диффузор» (с чередующимися дифузорными (6) и конфузорными (7) участками, образованная плоскими торцевыми плоскостями (2, 3) и системой профильных перегородок, которая является самой технологически простой конфигурацией (фиг. 6, 7).

Длины диффузорных и конфузорных участков либо равны (вариант в), либо отличаются в 2 раза, причем рассматривается как большая длина диффузора (вариант д), так и большая длина конфузора (вариант с). Для сравнения расчет выполнен и для гладкого канала постоянного сечения (вариант а).

Результаты расчета (для одного канала) представлены в таблице 1.

Figure 00000002

Анализ результатов, представленных в таблице 1, показывает следующее.

- Вариант с увеличенным конфузором (с) приводит к увеличению гидравлического сопротивления (уменьшению массового расхода) при незначительном увеличении коэффициента теплоотдачи (нагреву вентиляционного воздуха) по сравнению с каналом постоянного сечения. Тепловые потоки отличаются на 2%, эта величина сравнима с погрешностью расчета.

- Вариант с уменьшенным конфузором (д) не приводит к увеличению гидравлического сопротивления (массового расхода), но при этом значительно увеличивается коэффициент теплоотдачи (нагрев вентиляционного воздуха) по сравнению с каналом постоянного сечения. Тепловой поток увеличивается на 25%.

- Вариант с равными длинами конфузора и диффузора (в) не приводит к увеличению гидравлического сопротивления (массового расхода), но при этом значительно увеличивается коэффициент теплоотдачи (нагрев вентиляционного воздуха) по сравнению с каналом постоянного сечения. Тепловой поток увеличивается на 37%. Для рассматриваемой геометрии расчетного варианта это наиболее оптимальный вариант.

Таким образом, благодаря вышеописанной конструкции заявляемой системы охлаждения вентилируемого тормозного диска, обеспечивается увеличенный теплоотвод с поверхности диска методом пассивной интенсификации конвективного теплообмена применением системы диффузор-конфузорных каналов, что приводит к снижению максимальных температур нагрева тормозного диска, увеличению эксплуатационных нагрузок и срока службы.

Литература

1. А.Г. Лаптев, Н.А. Николаев, М.М. Башаров. Методы интенсификации и моделирования тепломассообменных процессов. Учебно-справочное пособие. - М., Теплотехник, 2011.

Claims (3)

1. Система охлаждения тормозного диска, выполненная в виде образованных в теле диска внутренних непересекающихся радиальных каналов, разделенных перегородками, отличающаяся тем, что внутренние радиальные каналы выполнены в виде чередующихся диффузор-конфузорных участков.
2. Система охлаждения тормозного диска по п. 1, отличающаяся тем, что сечение каналов выполнено в виде круга, эллипса или четырехугольника.
3. Система охлаждения тормозного диска по пп. 1, 2, отличающаяся тем, что длина диффузорного участка больше или равна длине конфузорного участка.
RU2015155988A 2015-12-25 2015-12-25 Система охлаждения тормозного диска RU2620635C1 (ru)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2015155988A RU2620635C1 (ru) 2015-12-25 2015-12-25 Система охлаждения тормозного диска

Applications Claiming Priority (2)

Application Number Priority Date Filing Date Title
RU2015155988A RU2620635C1 (ru) 2015-12-25 2015-12-25 Система охлаждения тормозного диска
PCT/RU2016/000433 WO2017111657A1 (ru) 2015-12-25 2016-07-12 Система охлаждения тормозного диска

Publications (1)

Publication Number Publication Date
RU2620635C1 true RU2620635C1 (ru) 2017-05-29

Family

ID=59031864

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
RU2015155988A RU2620635C1 (ru) 2015-12-25 2015-12-25 Система охлаждения тормозного диска

Country Status (2)

Country Link
RU (1) RU2620635C1 (ru)
WO (1) WO2017111657A1 (ru)

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6142267A (en) * 1993-09-21 2000-11-07 Kelsey-Hayes Company Disc brake rotor
RU51690U1 (ru) * 2005-07-27 2006-02-27 Фанис Мударисович Фахрутдинов Тормозной диск
US7059456B2 (en) * 2003-09-09 2006-06-13 Sgl Carbon Ag Internally-ventilated brake disks with improved cooling
US20080289918A1 (en) * 2007-05-21 2008-11-27 Sgl Carbon Ag Internally vented brake disk with improved heat dissipation

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US6142267A (en) * 1993-09-21 2000-11-07 Kelsey-Hayes Company Disc brake rotor
US7059456B2 (en) * 2003-09-09 2006-06-13 Sgl Carbon Ag Internally-ventilated brake disks with improved cooling
RU51690U1 (ru) * 2005-07-27 2006-02-27 Фанис Мударисович Фахрутдинов Тормозной диск
US20080289918A1 (en) * 2007-05-21 2008-11-27 Sgl Carbon Ag Internally vented brake disk with improved heat dissipation

Also Published As

Publication number Publication date
WO2017111657A1 (ru) 2017-06-29

Similar Documents

Publication Publication Date Title
JP4063938B2 (ja) ガスタービンエンジンの動翼の冷却通路の乱流器構造
US5544726A (en) Brake rotor with flow through ventilation
US6241468B1 (en) Coolant passages for gas turbine components
US7066306B2 (en) Self-ventilating disc brake rotor
US7997868B1 (en) Film cooling hole for turbine airfoil
JP4098473B2 (ja) タービンロータのための冷却装置
Han et al. Recent studies in turbine blade internal cooling
US6984102B2 (en) Hot gas path component with mesh and turbulated cooling
US7413406B2 (en) Turbine blade with radial cooling channels
US8307654B1 (en) Transition duct with spiral finned cooling passage
DE102015015598A1 (de) Kühlung von Triebwerkskomponenten
US7125225B2 (en) Cooled rotor blade with vibration damping device
TWI257447B (en) Microcircuit cooling for a turbine blade tip
EP1561902B1 (en) Turbine blade comprising turbulation promotion devices
JP5605648B2 (ja) ベンチレーテッド型ブレーキディスク
US7281613B2 (en) Interface disc for a torque and/or rotational control apparatus
Parsons et al. Effect of model orientation and wall heating condition on local heat transfer in a rotating two-pass square channel with rib turbulators
JP5211152B2 (ja) 通風型ブレーキディスク
US20050106021A1 (en) Hot gas path component with mesh and dimpled cooling
EP2286065B1 (fr) Rotor de compresseur d'une turbomach ine comportant des moyens de prelevement d'air centripete
US4004553A (en) Heat treating apparatus for liquids
DE4323782C2 (de) Bremsscheibe
Promvonge et al. Experimental study on heat transfer in square duct with combined twisted-tape and winglet vortex generators
US20060073016A1 (en) Gas turbine airfoil leading edge cooling construction
JP6110666B2 (ja) エーロフォイル

Legal Events

Date Code Title Description
MM4A The patent is invalid due to non-payment of fees

Effective date: 20181226