Четырёхосная цистерна с усовершенствованной механической частью тормоза

Страницы работы

Содержание работы

2. Четырёхосная цистерна с усовершенствованной механической частью тормоза

2.1. Конструктивные недостатки механической части тормоза типовой четырехосных грузовых вагонов

Одним из неудачных технических решений, допущенных при разработке механической части тормоза грузовых вагонов, является применение в тормозной рычажной передаче триангелей с несбалансированных относительно продольной оси, проходящей через шарниры тормозных башмаков.

Такая конструкция  в процессе эксплуатации приводит к завалу триангелей и постоянному касанию тормозных колодок с поверхностями колес при отпущенном тормозе.

В результате этого возникают следующие негативные последствия:

- клиновой износ тормозных колодок;

- увеличение удельного сопротивления движению на 10 - 15 %;

- увеличенный расход топлива;

- уменьшение срока службы тормозных колодок.

Для устранения указанных недостатков представляется целесообразным заменить триангель траверсой. Для уменьшения необрессоренных масс тележки траверсы подвешиваются на подвесках, которые в свою очередь крепятся к надрессорной балке на кронштейнах. Диаметры подвесок и поперечное сечение кронштейнов подбирается таким образом, чтобы в процессе эксплуатации гарантировать необходимую жёсткость и сохранность геометрических размеров тормозной передачи.

Траверса состоит из двух пластин прямоугольного сечения, на которую крепятся тормозные башмаки. Пластины траверсы жёстко скреплены между собой сварными соединениями, а башмаки, установленные на них, фиксируются фрикционными шайбами. Это позволяет чётко фиксировать их положение относительно колёс. При подготовке состава к следованию и опробовании тормозов, тормозные башмаки самоустанавливаются, обеспечивая плотное прилегание тормозных колодок к колёсам.

Воздух из ЗР через ВР и реле давления подаётся в тормозные цилиндры через пневмотрубопровод и соединительные рукава, которые подводятся к приборам находящихся на подвижных элементах. Длины соединительных рукавов подбираются таким образом, чтобы они позволяли свободное перемещение подвижных частей во время движения подвижного состава в гружёном или в порожнем состоянии как в прямых, так и в кривых участках пути.

Тормозные цилиндры подвешиваются в свободном состоянии на траверсах. Так как место установки тормозного цилиндра под надрессорной балкой ограничено, то габариты тормозного цилиндра должны быть минимальными.

К рассмотрению был принят типовой тормозной цилиндр со встроенным авторегулятором ТЦР-3 (рис. 2.1). Диаметр рабочей камеры тормозного цилиндра составляет 8" (203 мм),

величина рабочего хода поршня 25 мм, а величина максимального выхода штока - 50 мм. Расчет усилия на штоке тормозного цилиндра показал, что усилие передаваемое на тормозную колодку не достаточно  для обеспечения эффективного торможения.

Анализ конструкции тормозного цилиндра, и механической части тормоза позволяет сделать следующие выводы:

- так как при передаточном числе рычажной передачи n=1, усилие, развиваемое тормозным цилиндром на штоке Ршт не достаточно, то его можно увеличить за счёт увеличения диаметра рабочей камеры или повышения давления в тормозном цилиндре;

- так как установленное требованиями МПС давление в тормозном цилиндре 4,5 кгс/см2 для грузовых вагонов, согласно ПТЭ изменению не подлежит, то увеличить развиваемое усилие на штоке за счёт повышения давления в тормозном цилиндре не представляется возможным;

Рис. 2.1. Тормозной цилиндр ТЦР-3 со встроенным авторегулятором: 1 - штампованный корпус с приварным дном; 2 - поршень; 3 - стакан регулятора; 4 - пружины; 5 - привалочный фланец; 6 - винт с выходом 120 мм; 7 - сальник; 8 - предо­хранительный чехол; 9 - винт для регулировки зазора между накладкой и диском

- так как место расположения тормозного цилиндра ограничено габаритом подвижного состава, надрессорсной балкой и рессорным комплектом, то увеличить диаметр тормозного цилиндра также не представляется возможным.

Учитывая выше перечисленные факторы, можно заключить:

- увеличить усилие на штоке возможно за счёт модернизации тормозного цилиндра, а именно, за счёт добавления второй рабочей камеры тормозного цилиндра, где оба поршня будут объединены между собой общим штоком.

В таком случае усилия,  развиваемые на первом и втором поршнях, будут суммироваться и передаваться на шток тормозного цилиндра,  увеличивая значение Ршт.

Модернизированный тормозной цилиндр включает в себя следующие детали:

1 - штампованный корпус;

2 - дно с манжетным уплотнением;

3 - поршень;

4 - стакан регуляторов;

5 - отпускная пружина;

6 - винт с выходом 120 мм;

7 - сальник;

8 - предохранительный чехол;

9 - винт для регулировки зазора между накладкой и диском;

10 - задняя крышка;

11 - фланец;

12 - регулирующий винт;

13 - шток;

Для уменьшения массы тормозных цилиндров, а, следовательно уменьшения нагрузки, задние крышки, фланцы и поршни тормозных цилиндров целесообразно изготавливать из алюминиевых сплавов марки АМг 3 или АМг 6.

2.2. Принцип действия тормозного цилиндра

При срабатывании ВР на торможение воздух из ЗР через ВР и реле давления поступает в тормозной цилиндр до тех пор, пока в рабочих камерах не установится требуемое давление. На затяжных спусках, когда долго не происходит отпуска тормозов, а также по мере износа тормозных колодок, поршень перемещается вместе со стаканом регулятора и с винтом. После отпуска тормозов отпускная пружина отводит поршень на исходное положение вместе со стаканом регулятора, а винт останавливается в том месте, откуда начался дополнительный ход поршня. Таким образом происходит постоянное поддержание заданного расстояния между колодкой и колесом.

Для сокращения времени наполнения тормозных цилиндров сжатым воздухом устанавливаем реле давления.

2.3. Реле давления

При оборудовании вагона не­сколькими тормозными цилиндрами последние не могут быть за­полнены в отведенное время до требуемого давления одним возду­хораспределителем, поскольку сечения его каналов подобраны по объему одного запасного резервуара. Поэтому для нормальной ра­боты тормоза необходимо иметь или несколько воздухораспредели­телей, или повторители при одном воздухораспределителе. Такие реле давления применяются на пассажирских вагонах с электропневматическими тормозами с ЭВР усл.№ 305 (реле давления № 304-002).

Реле давления (рис. 2.1.) состоит из несъемного кронштейна 1, крепящегося к нему корпуса 2 и крышки 3, соединяемой с корпу­сом четырьмя болтами. Крышка зажимает резиновую диафрагму 6, обжатую по центру гайками 4 и 7, причем гайка 7 имеет поршне­вой хвостовик, к днищу которого винтом крепится резиновая шай­ба выпускного клапана 5. Во втулке корпуса 2 установлен подпру­жиненный трубчатый клапан 9, трубка которого уплотнена манже­той 11.

В реле давления имеются три камеры: верхняя ВР, сообщенная с воздухораспределителем и первой группой цилиндров; средняя ТЦ, сообщенная со второй группой цилиндров, т. е. цилиндров, на­полняемых воздухом через данное реле; нижняя ИСВ, сообщенная с источником сжатого воздуха. На локомотивах таким источником является питательная магистраль, на вагонах — рабочий резерву­ар.

При торможении воздухораспределитель наполняет сжатым воздухом первую группу, цилиндров, сообщенных с камерой ВР ре­ле давления. При этом диафрагма 6 под усилием сжатого воздуха сверху прогибается вниз, плотно закрывает выпускной клапан 5 и сжимает пружину 10, отводя клапан 9 от гнезда. Воздух из камеры ИСВ через открывшийся клапан 9 поступает в камеру ТЦ и далее во вторую группу цилиндров, управляемых этим реле. После пре­кращения повышения давления в камере ВР впуск воздуха в ци­линдры ТЦ продолжается до момента уравновешивания на диаф­рагме б усилия сжатого воздуха из полости ВР усилиями сжатого воздуха из полости ТЦ и пружины 10, имеющей затяжку 70 Н. Кроме того, на положение диафрагмы б влияет также давление в

полости ИСВ, действующее на впускной клапан 9 снизу (при дав­лении в полости ИСВ 0,9 МПа усилие на клапан составляет 300 Н), и повышающееся давление в полости ТЦ, действующее на впу­скной клапан сверху.

Давление от источника сжатого воздуха на впуск­ной клапан 9 и пружина 10 создают задержку на 1—2 с начала впуска воз­духа в цилиндры и вызы­вают преждевременное за­крытие впускного клапана. Этим объясняется опреде­ленная нечувствительность реле давления, которая при ступени торможения 0,1 МПа позволяет полу­чить давление в тормоз­ных цилиндрах только 0,06 МПа. При увеличении давления в тормозных цилиндрах разница давлений между полостями ВР и ТЦ в момент за­крытия впускного клапана уменьшается до 0,02 МПа за счет повы­шения давления из полости ТЦ на клапан 9.

С целью уменьшения нечувствительности реле давления перед ним, т. е. на трубопроводе к полости ИСВ, устанавливают ограни­читель давления — клапан максимального давления КМД или ре­дуктор № 348.

При ступенчатом повышении давления в полости ВР давление в полости ТЦ возрастает также ступенями.

При отпуске тормоза воздухораспределитель уменьшает давле­ние в полости ВР. Под действием избыточного давления со стороны полости ТЦ диафрагма «б» прогибается вверх, и клапан 5 отстает от трубки 8, в результате чего сжатый воздух из тормозных цилинд­ров уходит в атмосферу через осевой канал в трубке 8. Отпуск можно производить как ступенчатый, так и полный при пониже­нии давления в полости ВР соответственно либо ступенями, либо за один прием до атмосферного давления.

Достоинством реле давления является его быстродействие и большое сечение пропускных каналов, а к недостаткам следует от­нести его значительную нечувствительность, особенно при малых ступенях торможения.

Рис. 2.2. Реле давления

Ремонт тормозного оборудования осуществляется согласно настоящей Инструкции по ремонту тормозного оборудования вагонов.

2.4. Особенности модернизированной механической части тормоза

Тормозная система находится на обрессоренной массе вагона, и поэтому не воспринимает ударных нагрузок от колёсных пар при прохождении вагоном рельсовых стыков и стрелочных переводов. Это, в свою очередь, увеличивает срок службы шарнирных узлов.

Простота конструкции позволяет быстро обнаружить неисправные узлы и детали, вышедшие из строя и заменить их    исправными.

В предлагаемой ТРП имеется возможность замены неисправных элементов без демонтажа всей конструкции.

Во время нахождения состава на перегоне или вдали от ПТО, когда вышел из строя один или два тормозных цилиндра, тормозную систему вагона не обязательно отключать от тормозной магистрали поезда. Достаточно перекрыть систему питания тормозных цилиндров, находящихся на одной тележке.

Произведём расчёты выбранной тормозной системы.

2.5. Выбор тормозной системы цистерны

2.5.1. Определение потребной тормозной силы

Согласно ПТЭ железных дорог нашей страны, автоматические тормоза подвижного состава должны обеспечивать тормозное нажатие, гарантирующее остановку поезда при экстренном торможении на расстоянии, не более тормозного пути, определенного по расчетным данным, утвержденным МПС. В соответствии с этими требованиями, длинна тормозного пути грузовых вагонов на скоростях от 80 до100 км/ч не должна превышать, при экстренном торможении, Sт=1200 м.

В общем  виде зависимость основного удельного сопротивления движению поезда от скорости для различных типов подвижного состава может быть выражена уравнением:

w0(V)=a1+b1V+c1V2,                                                           (2.1)

где a1,b1,c1-эмпирические коэффициенты, зависящие от типа подвижного состава и конструкции: буксового узла и колёсной пары;

     V- скорость движения подвижного состава, км/ч.

   Поскольку величина этого сопротивления движению поезда со снижением скорости от VH  до 0 уменьшается не линейно, поэтому усреднённое значение удельного сопротивления целесообразно определять, как среднее значение функции:

  ,                                                       (2.2)                                       

Следовательно, среднее основное удельное сопротивление

,                                                                 (2.3)

   Погрешность расчётов при таком упрощении не превышает 1%.

    Значения эмпирических коэффициентов а1, b1, и с1 определяющие woc,  для различного типа подвижного состава приведены в таблице 3.

    для грузового вагона и буксовых узлов на подшипниках качения выбраны следующие значения этих коэффициентов:

где  q0  - масса вагона, приходящаяся на одну ось.

 т/ось.

Согласно [2, табл.3]

a1=8,38

b1=0,046

c1=0,00115

Подставив числовые значения a1, b1,  c1  и qв формулу (2.1),

Получим среднее значение основного удельного сопротивления движению грузового вагона.

woc=8,38+0,046×100+0,00115×1002=14,5  H/т.

Удельное ускоряющее или замедляющее усилие ic, H/т, действующее на поезд при торможении от уклона пути i,%, определяется с учётом радиусов кривых и массы подвижного состава.

С достаточной точностью для практических расчётов считают, что  каждая  тысячная уклона даёт ускоряющее или замедляющее усилие в 10Н на каждую 1т массы подвижного состава.   Уклон пути принимают на подъёме со знаком "+", а  на спуске - со знаком "-".

Согласно заданию руководящий уклон пути -5%,  будет создавать  удельное ускоряющее усилие на грузовой поезд от уклона пути, равное:

ic=10×i= -50 H/т.

 

Среднее значение тормозной силы можно определить из выражения тормозного пути, которое для процесса остановочного торможения поезда имеет вид:

,                                               (2.4)

где      bTC - средняя удельная потребная тормозная сила, Н/т;

x1- замедление поезда под действием  замедляющей силы 1Н/Т, с учётом инерции вращающихся масс равным, км/ч2;

tn- время подготовки тормозов к действию, с.

,                                                                          (2.5)

где a1 - время подготовки тормоза к действию при торможении поезда на равнинном участке пути, с;

   l1- составляющая времени подготовки тормоза к действию при торможении поезда на уклоне, с.

В соответствии с правилами тяговых расчётов составляющие времени подготовки тормоза к действию tn принимают дифференцированно в зависимости от вида и длины поезда.

Для грузового поезда с числом осей до 200 и пневматического тормоза

a1=7

l1=10.

x1=12

Подставив выражение времени подготовки тормозов к действию в выражение тормозного пути, получим:

,                                       (2.6)

Определение средней удельной тормозной силы вагона, потребной для остановки поезда на тормозном пути Sт, сводится к решению квадратного уравнения, которое для упрощения расчетов приведем к виду:

,                                                                    (2.7)

где     ,                                        (2.9)

     ,                                                    (2.10)

Тогда

 ,                                                            (2.11)

Произведем расчет среднего значения удельной тормозной силы по расчетной длине тормозного пути.

= - 436,1 H/т,

 Н/т.

Тогда значение средней удельной тормозной силы равно:

 Н/т.

2.5.2. Определение потребной тормозной силы по допускаемой величине замедления поезда

С учётом требований эргономики, комфорта и безопасности пассажиров, обслуживающего персонала и условий сохранности грузов замедление при торможении принижают в пределах  1,2-1,3 м/с. Перед остановкой поезда, при малых скоростях движения тормозная сила фрикционных тормозов может резко возрасти, что вызвано не линейной зависимостью коэффициента трения от скорости.

Последнее вызывает также резкое увеличение замедления, однако, при любых условиях величина замедления для пассажирского поезда не должна превышать  2м/с2..

Средняя величина замедления аt,  м/с2, при торможении подвижного состава с начальной скорости движения VH,, км/ч, и величина действительного тормозного пути Sq1, м, связаны зависимостью:

.                                                                       (2.12)

Так как

,                                                            (2.13)

то формулу для расчета потребной средней удельной тормозной силы по величине замедления можно записать в виде:

,                                                        (2.14)

Вычислим среднее значением удельной тормозной силы по величине замедления поезда:

а) по наибольшему допускаемому замедлению ат=2 м/с2

 Н/т.

Для нахождения расчётного замедления составим пропорцию:

,

б) по расчетному замедлению ат = 0,4 м/с

 Н/т.

2.5.3. Расчет допускаемой тормозной силы из условия безъюзового торможения подвижного состава

Для тормозов, основанных на использовании сцеплении колес с рельсами, реализуемая тормозная сила не должна превышать силу сцепления, так как возможно заклинивание и образование ползунов на поверхности катания колесных пар. Кроме того, при юзе возрастает тормозной путь.

Условие безъюзового торможения колесной пары:

ВТ  £ ВС = q×yкс,                                                              (2.15)

где      ВТ - реализуемая тормозная сила колесных пар, Н.

  ВС - предельное значение силы сцепления колеса с рельсом или допустимая тормозная сила по сцеплению, Н,

q - статическая осевая нагрузка единицы подвижного состава, Н;

yкс - коэффициент сцепления колеса и рельса;

kс - расчетный коэффициент запаса по сцеплению.

На действующую технологическую величину коэффициента сцепления, принимаемую для расчетов влияют факторы динамики состава..

Для железных дорог России расчетный коэффициент сцепления

yк = [0,17 - 0,00015 (q-50)] y(v),                                     (2.16)

где      q - статическая осевая нагрузка, кН;

   y(v) - функция скорости, значения которой в зависимости от типа подвижного состава находят по данным графика

           

        Ψ(V)           

            0,9

            0,8

            0,7

            0,6

            0,5

                    0          40        80        120       160        V, км/ч

Рис. 2.3. График функции скорости 

Из условия безъюзового торможения получим выражение допускаемой удельной тормозной силы:

[bT] = 104 yк,                                                                    (2.17)

где [bT] - удельная тормозная сила, допускаемая по условиям сцеплениям колеса с рельсом, Н/м;

y - расчетный коэффициент сцепления. Величина коэффициента запаса по сцеплению Кс = 0.85.

Используя формулу [bT] = 104 yкК найдем текущее значение [bT] для всего диапазона скоростей  от VН до 0. На основании полученных данных строим графическую зависимость удельной тормозной силы от скорости движения [bT], общий вид номограммы:

После построения графика [bT] = f(V) при помощи формул приближенного интегрирования, можно определить среднее значение допускаемой тормозной силы [bTС] по зависимости

.                                                          (2.18)

           [bт]

           Н/т  

            bт0

            bт1

            bт2

            bтn

                  V0        V1      V2                    Vn                           V, км/ч

Рис.2.4. Номограмма удельной тормозной силы

Воспользовавшись "общей формулой трапеции" получим:

,                            (2.19)

где      DV - величина интегралов скорости, км/ч;

   VH - начальная скорость торможения, км/ч;

   bТО - величина допускаемой удельной тормозной силы в момент остановки поезда, Н/м;

   bTN - величена допускаемой удельной тормозной силы в момент начала торможения при скорости, VН, Н/м;

   bT1, bT2,…,bT(N-1) промежуточные значения допускаемой удельной тормозной силы;

   n - число интервалов скорости.

Расчётный коэффициент сцепления

yK=[0,17-0,00015(q-50)]y(V)=0,168875y(V).

Допускаемая удельная тормозная сила

[bT]=104yKKc=104×0,85yK=8500yK.

Значения y(V) определяем из графика (рисю2.3).

Результаты расчётов yК и [bT], соответствующих скоростям движения цистерны от 100 км/ч до остановки, сведены в таблицу.

V, км/ч

y (V)

yК

[bТ]Н/т

100

0,55

0,09288

789,48

80

0,57

0,09626

818,21

60

0,60

0,10133

861,305

40

0,64

0,10808

918,68

20

0,73

0,12328

1047,88

0

1,00

0,16888

1435,48

Среднее значение допускаемой удельной тормозной силы по расчётному замедлению aт=0,4 м/с2,   bт=462 H/т.

Выводы:

При вычислении удельной потребной тормозной силы расчётное замедление составило ат=0,4 м/с2. Такая величина ат не вызывает резкого замедления поезда и удовлетворяет условию:

а тmaxтрасч,

Следовательно, при таком замедлении гарантируется сохранность грузов.

Среднее значение удельной потребной тормозной силы по расчётному замедлению bтс=462 Н/т. Это меньше среднего значения допускаемой силы из условия безъюзового торможения подвижного состава [bт]=789,49 Н/т.

2.6. Расчёт и проектирование пневматической части тормозного оборудования цистерны

2.6.1. Выбор принципиальной схемы пневматической части тормозной системы цистерны

Пневматическая часть тормоза существующих грузовых вагонов выбрана на основе использования схемы автоматического прямодействующего тормоза.

Характерной особенностью указанной схемы тормоза является наличие на каждой единице подвижного состава воздухораспределителя и запасного резервуара для хранения сжатого воздуха, поступающего в процессе зарядки из тормозной магистрали через воздухораспределитель. При торможении воздухораспределитель наполняет тормозные цилиндры из запасного резервуара до давления, соответствующего снижению его в магистрали. Выдержкой сниженного давления сохраняется установленное давление в тормозных цилиндрах. Отпуск обеспечивается повышением давления в тормозной магистрали, при этом воздухораспределитель сообщает тормозные цилиндры с атмосферой.

При разрыве магистрали поезда воздухораспределители срабатывают в обоих частях поезда и сообщают тормозные цилиндры с запасным резервуаром, что является признаком автоматичности тормоза. В прямодействующем тормозе утечки сжатого воздуха из тормозного цилиндра восполняются через воздухораспределитель из запасного резервуара, который подзаряжается через обратный клапан. В магистрали установленное давление поддерживается краном машиниста за счёт её сообщения с главным резервуаром и компрессором.

На рисунке 2.5 показана схема предлагаемого пневматического тормозного оборудования цистерны.

Рис.2.5. Схема пневматического тормозного оборудования

1 - тормозной цилиндр; 2 - реле давления № 304-002; 3 - соединительные рукава; 4 - концевой кран; 5 - кран экстренного торможения; 6 - магистраль; 7 - двухкамерный резервуар ВР № 483-000; 8 - тройник кронштейн; 9 - разобщительный кран; 10 - отвод; 11 - запасной резервуар ЗР; 12 - отвод; 13 - магистральная часть воздухораспределителя; 14 - отвод; 15 - проволочный поводок; 16 - соединительные рукава; 17 - выпускной клапан № 31; 18 - крышка ВР; 19 - обратный клапан; 20 - рукоятка переключения грузовых режимов ВР; 21 - клапан мягкости; 22- тройники.

2.6.2. Определение диаметра тормозного цилиндра для проектируемой тормозной системы цистерны

Действительное нажатие тормозной колодки на колесо определяется из условия безъюзового движения колеса в режиме торможения, которое имеет вид:

Kjк=CPKy кр,                                                                  (2.19)

где К - сила нажатия тормозной колодки на колесо, тс;

j кр - коэффициент трения тормозных колодок;

РK- усилие в контакте колесо-рельс, приходящееся на одну тормозную колодку, тс;

y кр - коэффициент сцепления колеса с рельсом;

С- коэффициент запаса по сцеплению.

Усилие в точке контакта колесо-рельс определяется по формуле

                                                                          (2.20)

где  Р- грузоподъёмность, тс;

Т- вес тары, тс;

n0-число осей;

m- количество колодок приходящихся на одно колесо.

Для рассматриваемого случая при n0=4, m=1 получим:

  тс.

Коэффициент трения тормозной колодки зависит от многих факторов: материала колодки, скорости движения, удельного давления колодки, материала колеса, состояния рельсов и т.д..

Для стандартных композиционных тормозных колодок коэффициент трения определяется по формуле:

 ,                                                       (2.21)

где V- скорость движения, км/ч.

Так как действительный коэффициент трения колодок (2.21) зависит в явной форме сразу от двух параметров (К и V), то это усложняет  расчеты при практической оценке тормозных сил. Поэтому на практике предпочитают пользоваться расчетными значениями  jКР   и  КР.  При этом должно соблюдаться условие:

,                                                                      (2.23)

откуда

  .                                                                       (2.24)

Для определения расчётного коэффициента трения композиционной колодки принимается КР=1,6 тс. Это значение подставляется в выражение (2.21) и оно принимает вид:

                                                                   (2.25)

Подставив (2.25) и (2.21) в формулу (2.24), получим

,                                                                (2.26)

Так как явление юза при композиционных колодках наблюдается при высоких скоростях движения, то для определения     yкр и j кр        принимается максимальная скорость грузовых вагонов 90 км/ч.

Согласно [2, табл. 4.3] для этой скорости и соответствующей осевой нагрузки коэффициент сцепления колеса с рельсом равен 0,084.

Расчетный коэффициент трения получается равным

.

С учетом равенства (2.23) уравнение (2.19) примет вид

            КРР=СРКyК,                                                      (2.27)

Решив (2.27) относительно расчетного нажатия, получим:

,                                                                     (2.28)

В выражение (2.25) подставляются значения, и определяется КР.

 тс.

Подставив значение Кр в формулу (2.26) , получим:

2,97(4К+20)=1,22К (К+20).                                                (2.29)

Выражение (2.29) преобразуется в квадратное уравнение, положительный корень которого является искомым значением нажатия тормозной колодки на колесо:

11,88К+59,4=1,22К2+24,4К,                                               (2.30)

1,22К2+12,52К-59,4=0.                                                      (2.31)

Откуда К=4,37 тс.

Полученное значение К проверяется на соответствие тепловому режиму и принимается окончательное значение КПР:

Если К³DР×F, то КПР=DР×F;                                              (2.32)

Если К£DР×F, то КПР=К,

где DР- допускаемое давление на колодку по условию теплового режима, кг/см2;

F- площадь тормозной колодки, см2.

Согласно [4, табл. 1.1] DР=9,5 кг/см2, F=290 см2

 

DР×F=0,0095×290=2,75 тс.

Отсюда, согласно условию (2.32),

 Кпр=2,75 тс (27,5 кН).

2.6.3. Определение типа тормозного цилиндра

Для принятой схемы пневматического тормоза передаточное число n=1. Так как зазор между колодкой и колесом 5-8 мм, а по мере износа композиционных тормозных колодок в процессе эксплуатации на величину до 40 мм, а также износ в шарнирных соединениях,  то рабочий ход поршня, а соответственно и выход штока должен составлять не менее 50 мм.

Для принятого диаметра тормозного цилиндра dТЦ=203 мм (8") и его конструкции (см. рис. 2.1)  усилие на штоке определяется по формуле

,                                    (2.33)

где РТ - расчётное давление в тормозном цилиндре, dТ - диаметр тормозного цилиндра, см;

hТ - коэффициент полезного действия тормозного цилиндра;

dшт- диаметр штока тормозного цилиндра;

Рпр - реактивное усилие отпускной пружины, кгс.

Реактивное усилие отпускной пружины равно

Рпр=Ро+Жh,                                                                      (2.34)

Согласно [9, табл. 126] Ро=51 кгс, Ж=3,2 кгс/см, h=5 cм, dшт=3 см,

Подставив числовые значения в формулу (2.34), получим

Рпр=51+3,2×5=67 кгс.

Усилие на штоке выбранного тормозного цилиндра

кН.                  

Объём тормозного цилиндра определяется по формуле

,                                    (2.35)

где V0 и V01 - объёмы вредного пространства, л.

Согласно[2, табл. 5.1 ] V0=0,3 л; V01=0,5 л.

 см3.

2.6.4. Определение объёма запасного резервуара

Запасной резервуар предназначен для создания запаса сжатого воздуха, необходимого для торможения.

Уравнение баланса сжатого воздуха имеет вид:

РзрVзрАVц0m1=PтVзртцVтцm1,                                        (2.36)

откуда объем запасного резервуара

,                                                      (2.37)

где Рзр - зарядное давление запасного резервуара, кгс/см2;

 Vзр- искомый объём ЗР, л;

Ртц - максимальное допустимое давление в тормозном цилиндре, кгс/см2;

m1- число тормозных цилиндров , подключённых к ЗР.

Согласно [2, табл. 2.2] Рзр=6 кгс/см2 , Ртц=4,5 кгс/см2, m1=4.

л

Согласно [2, табл. 5.1] выбираем стандартный резервуар типа Р7-78, объёмом 78литров.

3. Выбор сечений элементов рычажной передачи тормоза цистерны

Определение усилий, действующих на элементы рычажной передачи

                                       Pшт                                         Pшт                                                  

                                                                                                                               1

                                                                                                                                2

                                                                                                                                3

                                                                                                           4

                                Pшт                                          Pшт

Рис. 3.1. Схема механической части тормоза

1 - шток тормозного цилиндра; 2 – тормозной цилиндр; 3 – траверса; 4 – тормозная колодка

Из рисунка видно, что при торможении усилие от штока ТЦ передаётся на траверсу, которая в свою очередь передаёт усилие на тормозную колодку.

Произведем расчёт на прочность и выберем сечения элементов рычажной передачи.

Расчёт на прочность предполагает определение геометрических размеров сечений элементов ТРП, исходя из условия, что возникающие напряжения в этих сечениях под нагрузкой не должны превышать допускаемые для выбранных марок стали, из которых будут изготовлены элементы ТРП.

Расчёт на прочность элементов рычажной передачи целесообразно начинать с построения эпюр действующих на них сил и моментов. При этом расчётная схема для рычагов имеет вид статически определимой балки на двух опорах, расположенных в местах крепления тормозных башмаков.

Расчётная схема траверсы тележки, и её сечений показана на рис.3.2.

Рис.3.2. Расчетная схема  траверсы 

Выбранные размеры траверсы:

h=100 мм=10 см;

t=15 мм=1,5 см;

d1=40 мм=4 см;

а=225 мм=22,5 см;

Ми - изгибающий момент в опасном сечении,

Мишта,                                                                             (3.1)

Так как траверса состоит из двух пластин, то формула (3.1) принимает  вид:

Ми=0,5Ршта;                                                                       (3.2)

Ми=0,5×2700×22.5=30375 кгс.см.

Проверим на прочность траверсу изготовленную из стали 09Г2Д с такими размерами:

[sи]³Ми/W,                                                                          (3.3)

где [sи] - допускаемые напряжения при изгибе, кгс/см2;

W - момент сопротивления в опасном сечение, см3;

Согласно [4, табл. 6.1] [sи]=1700 кгс/см2 , для стали 09Г2Д;

Для сечения А-А :

W=[t(h3-d3)]/6h;                                                                   (3.4)

W=[1,5(103-43)]/(6×10)=34,7 см3.

Определяю действительное напряжение в сечении А-А :

sи=30375/24,5=1240 кгс/см2 £ [1700].

Проушины траверсы рассчитывается на смятие и срез:

sСМ=4Р/p×t×d1 £ [sСМ],                                                          (3.5)

[sСМ] - допускаемое напряжение смятия, кгс/см2;

tСР=Р/2t×h £ [tСР],                                                                 (3.6)

[tСР] - допускаемое напряжение среза, кгс/см2.

Согласно [4, табл. 6.1] [sСМ]=1800 кгс/см2, [tСР]=1000 кгс/см2.

В формулы (3.5) и (3.6) подставлено значение Р/2 , так как траверса состоит из двух рычагов.

Деформация траверсы по нормам расчёта и проектирования вагонов не должна превышать 2 мм. Отсюда можно определить действительную величину выхода штока тормозного цилиндра. Из условия, что зазор между колесом и колодкой составляет 5-8 мм, а тормозной цилиндр обслуживает две тормозные колодки, величина выхода штока тормозного цилиндра будет равна:

Lшт=2×8+2×2=20 мм.

Выбранный для проектирования тормозной цилиндр ТЦР-3 имеет следующие характеристики:

- величина рабочего хода поршня составляет 25 мм;

- максимальный выход штока - 50 мм.

Отсюда следует, что выход штока тормозного цилиндра ТЦР-3 гарантирует полное прижатие тормозных колодок к колёсам.

Оценка эффективности проектируемой тормозной системы (пункт 5.1) производится по длине тормозного пути ST величинам замедлений ai, времени торможения t.

 На основании полученных значений величин, можно сделать заключение, что выбранная тормозная система вагона полностью отвечает установленным требованиям  ПТЭ.

Похожие материалы

Информация о работе