Разработка и проектирование тормозной рычажной передачи 4-х осевого крытого вагона на тележках модели 18-100 (стр. 3 из 10)
Для окончательного выбора допускаемой силы нажатия колодок делают проверку тепловой напряженности фрикционного учла колесо-кололка. так как износ трущихся материалов определяется главным образом работой сил трения. Ее выполняют косвенно по допускаемым удельным давлениям на колодки. Поэтому определяют силу нажатия Кυ (кН) тормозных колодок по допускаемому удельному давлению на колодку.
,где: [P] – допускаемое удельное давление, МПа;
Fтр - площадь трения колодки, см2.
Для чугунных тормозных колодок [Р] =1,3 МПа, Fтр= 305 см2.
Для уточнения и окончательной корректировки величины силы нажатия колодок сравнивают полученные значения Кn и Кν.
Если Кп>Кv, то в качестве допускаемой силы нажатия тормозных колодок принимают К = Кν. При Кn < Кν принимают К = Кn
1. Расчетные скорости движения крытого вагона для которых построим график BT=f(К ) V = 20; 60; 100 км/ч
2. Коэффициент трения композиционных колодок
,и тормозную силу[BТ] = m*K* φk=2К*φk. При этом число тормозных колодок колесной пары крытого вагона m=2 результаты сведены в таблице 2.1.
3. Осевая нагрузка
4. Коэффициент сцепления колес с рельсами
Таблица 2.1.
| К, кН | φkпри V- км/ч | Вт – кН при V- км/ч | ||||
| 20 | 60 | 100 | 20 | 60 | 100 | |
| 10 | 0,232 | 0,154 | 0,127 | 4,64 | 3,08 | 2,54 |
| 20 | 0,182 | 0,121 | 0,1 | 7,28 | 4,84 | 4 |
| 30 | 0,156 | 0,104 | 0,086 | 9,36 | 6,24 | 5,16 |
| 40 | 0,140 | 0,093 | 0,077 | 11,20 | 7,44 | 6,16 |
| 50 | 0,129 | 0,086 | 0,071 | 12,90 | 8,60 | 7,10 |
| 60 | 0,121 | 0,081 | 0,067 | 14,52 | 9,72 | 8,04 |
| 70 | 0,115 | 0,077 | 0,063 | 16,1 | 10,5 | 8,82 |
| 80 | 0,111 | 0,073 | 0,061 | 17,76 | 11,68 | 9,76 |
| 90 | 0,107 | 0,071 | 0,058 | 19,26 | 12,8 | 10,44 |
| 100 | 0,104 | 0,069 | 0,057 | 20,8 | 13,8 | 11,4 |
| 110 | 0,101 | 0,067 | 0,055 | 22,2 | 14,7 | 12,1 |
| 120 | - | 0,066 | 0,054 | - | 15,8 | 13,0 |
| 130 | - | 0,065 | 0,053 | - | 16,9 | 13,8 |
| 140 | - | - | 0,052 | - | - | 14,6 |
| 150 | - | - | 0,052 | - | - | 15,5 |
Функцию скорости найдем по формуле:
Таблица 2.2.
| V- км/ч | f(V) | Ψk |
| 20 | 0,73 | 0,105 |
| 60 | 0,6 | 0,087 |
| 100 | 0,55 | 0,079 |
5. Сила сцепления колес с рельсами [Вс]=kc*q*ψk;
коэффициент запаса по сцеплению kc=0,85
Таблица 2.3
| V-км/ч | 20 | 60 | 100 |
| Вс - кН | 20,7 | 17 | 15,6 |
6. Графическая зависимость ВТ= f (K) представлена на рис. 2.3
7. Сила нажатия на тормозную колодку: К1=100,5 кН; K2=135 кН; К3=145 кН.
8. Сила нажатия на тормозную колодку:
Ку = 0,1 • [P]- FТР ; Ky = 0,1 • 1,3 • 305 = 39,65 кН
Принимаем Kу = Kmin = 39,65 кН .
9. Допускаемая сила нажатия на колодку;
Поскольку Ку < К п, то K = Kу = 39,65 кН.
2.5 Выбор передаточного числа РП тормоза
Необходимое усилие по штоку ТЦ и передаточное число РП можно определить методом подбора, как двух взаимосвязанных величин, учитывая следующие соображения.
При сравнительно большом п можно применить компактный ТЦ с малым диаметром и тормозное оборудование меньшего веса. Однако в таких случаях получаются худшие условия для отвода колодок после торможения и затрудняется регулировка РП по мере износа тормозных колодок.
Кроме того, принятое передаточное число РП определяет соотношение между возможным перемещением колодки пси торможении (зазоры между колесом и колодкой в отпущенном состоянии тормоза) и величиной хода поршня ТЦ.
Так как зазор между колодками и колесом должен быть в пределах 5-8 мм, а по конструктивным соображениям рабочий ход поршня также может изменяться в ограниченном диапазоне 40-180 мм, то и передаточное число, РП ограничивается данными условиями. С учетом изложенного в железнодорожной практике обычно передаточные числа РП тормоза принимает n = 6 - 12.
Для уточенного выбора n целесообразно применение другого метода, предложенного Иноземцевым В.Г., учитывающим условия непрерывного торможения вагонов на крутом затяжном спуске, когда длительно не производится полный отпуск автотормозов и поэтому АРП не стягивает РП.
В таком режиме торможения общий расчетный объемный износ чугунных тормозных колодок, действующих на одно колесо, с учетом технологическах факторов может достигать 250 см3.
С учетом выхода штока ТЦ lупр, от упругих деформаций РП и хода поршня от износа тормозных колодок общий выход штока не должен превышать максимально возможной величины Lmax.
Из этого условия:
,где: mk– число колодок действующее на колесо;
Δc– нормальный средний зазор между колодкой и колесом, Δс=0,5-0,8 см
Для крытых вагонов, оборудованных чугунными тормозными колодками и имеющих один ТЦ, рекомендуют принимать: Lmax= 18см; lупр=6см.
В качестве исходных данных используем результаты расчетов полученных ранее
допустимое нажатие на чугунные колодки К = 39,65 кН. Передаточное число РП n = 9,09.
Далее определим dТЦ, по вышеперечисленной методике.
1.
2.Усилие отпускной пружины ТЦ:
3.Усилие возвратной пружины АРП № 574 Б, приведенное к штоку ТЦ:
4.Диаметр ТЦ:
Принимаем стандартный ближайший размер dТЦ = 356 мм
5. Выбор типа TЦ:
Для пневматической части автотормоза рефрижераторного вагона принимаем ТЦ усл. № 188 Б.
2.6 Выбор объема запасного резервуара
При проектировании тормозного оборудования объем ЗР выбирают в соответствии с принятым диаметром ТЦ, из расчета обеспечения при ПСТ и ЭТ давления в ТЦ не менее 0,38 MПa, при максимальном выходе штока поршня 200 мм. Таковы требования МПС. Исходя из закона Бойля-Мариота, рассматривая состояние пневматической части автотормоза вагона в отпущенном и тормозном состоянии. При этом во внимание принимаются рабочие объекты автотормоза и величины давления воздуха в них.
Рис. 2.3 Схема взаимодействия элементов пневматической части тормоза вагона при отпуске
Рис. 2.4 Схема взаимодействия элементов пневматической части тормоза вагона при торможении
В отпущенном состоянии тормоза объем ЗР-Vзр наполнен сжатым воздухом из М до зарядного давления Рз, а объём ТЦ VТО сообщен с Ат, таким образом давление в объеме VТО устанавливается Ра.(Рис. 2.3)
В заторможенном состоянии ТЦ сообщается с ЗР, а канал Ат перекрыт золотником 2, связанным с поршнем чувствительного элемента 1. Поэтому происходит перемещение поршня на величину выхода штока 3, что вызывает увеличение объема ТЦ до VТЦ .
В соответствие с законом Бойля-Мариота:
,где:РЗ- зарядное давление воздуха, МПа в аб. ед.;
РА - давление воздуха в ЗР после ПСТ или ЭТ, МПа в аб. ед.;
РТЦ - давление воздуха в ТЦ, МПа в аб. ед.;
m1- число ТЦ, подключенных к ЗР;
VЗР - объем ЗР, м3;
VЦО - объем ТЦ при отпуске и зарядке тормоза, л/3; VЦО = 0,0022 м3;
VТЦ – объем ТЦ при торможение, м3;
Отсюда объем ЗР будет равен:
Принимаем ближайший стандартный ЗР VЗР = 0,078 м3 (78 л)
Тип резервуара Р7-78.
3 Расчет и проектирование механической части тормозной системы вагона
3.1 Выбор принципиальной схемы механической части тормозной системы вагона
Выбор схемы тормозной рычажной передачи (ТРП) определяется типом подвижного состава и конструкцией ходовых частей. При этом ТРП конструируют с учетом реализации требуемого нажатия тормозных колодок и допускаемого удельного давления колодок на колесо
Все основные типы грузовых, рефрижераторных и пассажирских вагонов оборудованы симметричной ТРП, состоящей из двух кинематических цепей, головной и тыловой, размещенных снизу на раме кузова и тележках вагона. Эти кинематические цени передачи тормоза подключены к ТЦ, расположены на раме кузова и средней части вагона. Объединяющим их элементом является затяжка горизонтальных рычагов ТЦ.
3.2 Качественные характеристики механической части тормозной системы вагона
Несмотря на специфические особенности, каждая механическая часть тормозной системы обладает определенными качественными признаками, к которым относятся: