Методика проектирования тормозных систем грузовых вагонов с раздельным приводом

Современные технологии - транспорту

53

Библиографический список

1. Автоматизация расчета параметров и проверки ТРЦ / Б. Ф. Безродный, Б. П. Денисов, В. Б. Культин, С. Н. Растегаев // Автоматика, связь, информатика. -2010. - № 1. - С. 15-17.

2. Синтез управляющих автоматов / В. Г. Лазарев, Е. И. Пийль. - М. : Энерго-атомиздат, 1989. - 328 с. - ISBN 5-283-01494-0.

УДК 629.4.-592+463 Д. Е. Клушанцев

МЕТОДИКА ПРОЕКТИРОВАНИЯ ТОРМОЗНЫХ СИСТЕМ ГРУЗОВЫХ ВАГОНОВ С РАЗДЕЛЬНЫМ ПРИВОДОМ

Усовершенствована методика проектирования тормозных систем в части учета особенностей конструкции новых ходовых частей и уточнения методики проверки конструкции тормозной рычажной передачи на сооветствие нормативным требованиям по критерию величины выхода штока тормозного цилиндра. Разработаны кинематические и математические модели первого и второго уровня элементов тормозной рычажной передачи и ходовых частей, позволяющие определять величину их упругих перемещений при торможении. Приведены результаты апробации расчетной модели при проектировании тормозной системы на примере полувагона модели 12-9869.

методика проектирования, тормозные системы, тормоза, рычажная передача, ходовые части.

Введение

В последние десять лет наметилась устойчивая тенденция развития конструкций тормозных систем и ходовых частей грузовых вагонов. Основными направлениями совершенствования являются: для тормозных систем - повышение их эффективности и надежности, для ходовых частей -увеличение осевой нагрузки, повышение межремонтных пробегов и увеличение скорости движения.

Повышение эффективности тормозных систем при увеличении осевой нагрузки достигается путем применения тормозных систем с раздельным приводом на тележки, которые, в отличие от стандартных [1], имеют более точную настройку и жесткие ограничения по выходу штока тормозного цилиндра.

Для увеличения осевой нагрузки и обеспечения больших межремонтных пробегов в тележках применен ряд новых конструктивных решений:

ISSN 1815-588Х. Известия ПГУПС

2011/3

54

Современные технологии - транспорту

менее жесткое билинейное рессорное подвешивание, кассетные подшипники и соответствующие адаптеры, конструктивные особенности которых увеличивают упругую составляющую выхода штока тормозного цилиндра за счет деформации упругих элементов или поворота адаптеров.

Для учета особенностей конструкции новых ходовых частей была усовершенствована методика проектирования тормозных систем грузовых вагонов. Для этого сформирована уточненная кинематическая модель тормозной рычажной передачи, позволяющая учитывать упругие деформации ее элементов и ходовых частей, а также доработана методика проверки соответствия конструкции тормозной рычажной передачи нормативным требованиям по критерию величины выхода штока тормозного цилиндра.

При формировании уточненной кинематической модели тормозной рычажной передачи первоначально были определены узлы, в которых могут возникать упругие перемещения при торможении. Разработанная модель состоит из двух уровней: первый - модель рычажной передачи целиком, второй - кинематические и математические модели узлов, описывающие упругие перемещения.

1 Разработка кинематических моделей

1.1 Разработка кинематических моделей второго уровня ходовых частей и элементов тормозной рычажной передачи

В буксовом узле упругие перемещения Дбукс.р могут возникать при наличии упругих элементов в адаптере или при повороте адаптера.

При наличии упругих элементов в адаптерах буксового узла, например у тележек модели 18-9800, кинематическая модель (рис. 1) реализует кусочно-линейную зависимость сила - перемещение (рис. 1, в).

Рис. 1. Кинематическая модель буксового узла с адаптерами, содержащими упругие элементы: а - общий вид; б - кинематическая схема; в - зависимость перемещений

от силы

а)

б)

в)

д,

2011/3

Proceedings of Petersburg Transport University

Современные технологии - транспорту

55

Исходя из данной модели значения перемещений в буксовом узле можно определить по следующей формуле:

А

букс.р

f2 f2 а

—— —— < Ак ;

s'"! * s'") букс.К

С2 С2

А — > А

букс.к ’ C букс.к;

где Абукск - конструктивный зазор между адаптером буксового узла и боковой рамой тележки, м;

F2 - тормозная сила, действующая на адаптер, Н.

При отсутствии упругих элементов в адаптерах и возможности их поворота, например у тележек модели 18-9855, для кинематической модели второго уровня (рис. 2) реализуется кусочно-линейная зависимость момент - угол поворота (рис. 2, в). Характерные точки этой функции определяются положениями, в которых выбираются зазоры между адаптером и боковой рамой тележки.

а)

б)

в)

Рис. 2. Кинематическая модель буксового узла с адаптерами без упругих элементов: а - общий вид; б - кинематическая схема; в - зависимость угла поворота

от опрокидывающего момента

Формула для определения перемещений в буксовом узле в этом случае имеет вид:

Д б = <

букс.р

С

опр М < М

^вост ^ ^опр>

M

C

M

°пр < ф

Фб-

укс.к ’

Д букс.к - Мвост < Мопр - опр

СФ

>Фб

|укс.к ’

0, М. > М„

опр

ISSN 1815-588Х. Известия ПГУПС

2011/3

56

Современные технологии - транспорту

где ф букс.к - конструктивный угол поворота адаптера за счет зазора между адаптером буксового узла и боковой рамой тележки, рад;

Мвосст - восстанавливающий момент, Н-м;

Мопр - опрокидывающий момент, Н-м;

Сф - угловая жесткость, Н-м/рад.

Поворот адаптера происходит в две фазы. В первую из них адаптер опрокидывается и выбирает конструкционный зазор ДА.к между верхней частью адаптера и боковой рамой. Во вторую фазу адаптер опрокидывается дальше и выбирает конструкционный зазор Дбукс.к между нижней частью адаптера и боковой рамой.

Восстанавливающий момент для первой фазы поворота адаптера

M I = F ~ ^тр1 • l,

восст ^ 5 V У

С1

где FXp1 - сила трения в узле соединения адаптера и износостойкой прокладки, Н;

Рс - тормозная сила, действующая на адаптер, Н;

С1 - жесткость износостойкой пластины, Н/м; l - расстояние от центра до окончания опорной части адаптера, м. Восстанавливающий момент для второй фазы поворота адаптера

M II =

восст ^8^ кп/’

где P - вес вагона, Н;

ткп - масса колесной пары, Н.

Опрокидывающий момент для первой фазы поворота адаптера

М„р1 = F  lp

где F - тормозная сила, действующая на адаптер, Н;

l1 - расстояние от опорной поверхности буксового проема до центра оси колесной пары, м.

Опрокидывающий момент для второй фазы поворота адаптера

М0„рII = F  1г,

где l2 - расстояние от цента оси колесной пары до точки опирания адаптера на боковую поверхность челюстного проема, м.

Для учета упругих перемещений, возникающих в узле пятник-подпятник за счет деформации упругих накладок на фрикционных клиньях, а также центрального рессорного подвешивания вдоль продольной оси, была разработана кинематическая модель второго уровня центрального рессорного подвешивания (рис. 3). Эта модель реализует кусочнолинейную зависимость сила - перемещение (рис. 3, в).

2011/3

Proceedings of Petersburg Transport University

57

Современные технологии - транспорту

а)

б)

X

А ПК

в)

Рис. 3. Кинематическая модель второго уровня центрального рессорного подвешивания тележки: а - общий вид; б - кинематическая схема; в - зависимость угла поворота от опрокидывающего момента

Перемещения в пятнике /п определяются по следующей формуле:

I = Д

рес

ni ,

где ni - передаточное число рычажной передачи от i-го элемента до тормозного цилиндра

Дрес - перемещение надрессорной балки за счет упругой деформации рессорного комплекта (пружины, накладки на фрикционных клиньях) в продольном направлении, м,

F - F

нб тр

2 • C

< F

тр нб

14

F - F

нб тр

2 • C

<Д

пк

14

Д =

рес

0 N > fk6 ;

i F < F

пк тр нб

F - F

нб тр

2 • C

> Д

пк

14

здесь Fh6 - сила, действующая на надрессорную балку от рычажной передачи, Н;

FXp- сила трения в узле пятник - подпятник, Н;

Дпк - конструктивный продольный зазор между пятником и подпятником, м.

Аналогичные модели второго уровня были разработаны для элементов рычажной передачи - рычагов, тяг, кронштейнов, триангелей.

ISSN 1815-588Х. Известия ПГУПС

2011/3

58

Современные технологии - транспорту

1.2 Разработка обобщенной кинематической модели тормозной рычажной передачи первого уровня

Кинематические модели второго уровня позволили сформировать обобщенную кинематическую модель первого уровня тормозной рычажной передачи вагона, учитывающую упругие перемещения рычагов, тяг, триангелей, кронштейнов и других ее элементов, а также упругие деформации элементов ходовых частей.

На рисунке 4 представлена кинематическая модель первого уровня тормозной рычажной передачи с раздельным торможением и трехэлементными тележками полувагона.

Рис. 4. Кинематическая модель первого уровня тормозной рычажной передачи

полувагона:

Сц - жесткость пружины тормозного цилиндра; В - вязкое трение в тормозном цилиндре; С1, С2 - жесткость кронштейнов тормозного цилиндра и горизонтального рычага;

С3, С5, С8 - изгибная жесткость рычагов, приведенная к линейной;

С10 - жесткость серьги мертвой точки; С4, С7 - жесткость тяг; С6, С9 - жесткость триангелей; С11, С12 - жесткость тормозных колодок; С13 - продольная жесткость упругих элементов в буксовом подвешивании; С14 - продольная жесткость элементов центрального рессорного подвешивания; Абукс.к - конструкционный зазор между нижней частью адаптера и боковой рамой; ААк - конструкционный зазор между верхней частью адаптера и боковой рамой; Ак - зазор между колесом и колодкой;

Апк - конструкционный зазор между пятником вагона и подпятником;

^тр1 - сила трения в узле соединения адаптера и износостойкой прокладки

2011/3

Proceedings of Petersburg Transport University

Современные технологии - транспорту

59

Модель представляет собой упрощенную идеализацию тормозной рычажной передачи и ходовых частей полувагона и позволяет определять перемещения их элементов при торможении вдоль продольной оси вагона за счет упругих деформаций и зазоров между элементами. Математическая модель, описывающая обобщенную кинематическую модель первого уровня тормозной рычажной передачи вагона, - это система нелинейных уравнений, описывающих кинематические модели второго уровня.

2 Уточнение методики проверки конструкции тормозной рычажной передачи нормативным требованиям

С использованием данной модели была усовершенствована методика проверки конструкции тормозной рычажной передачи по критерию величины выхода штока тормозного цилиндра. Методика дорабатывалась в части уточнения математической модели для определения упругой составляющей выхода штока тормозного цилиндра.

В качестве исходных данных для кинематического расчета в соответствии с усовершенствованной методикой принимаются жесткости элементов рычажной передачи и элементов их крепления, полученные по результатам расчетов [2].

В общем случае формула для определения выхода штока Ьшт имеет

вид:

^шт ^св

+ L

упр '

где LOT - свободный ход штока, м,

Lc = 2 • Дк • П +

i=1

здесь Дк - зазор между колесом и колодкой, м;

n - общее передаточное число рычажной передачи, приведенное к штоку тормозного цилиндра;

Дптярн - зазор в шарнирном соединении, м;

ni - передаточное число рычажной передачи от i-го элемента до тормозного цилиндра;

Lynp - упругая составляющая выхода штока, м.

Для упругой модели, представленной на рисунке 5, выражение для определения упругой составляющей имеет вид:

12 F

L—р = £ F • n + 2 • 1

упр

1=1 C

б + I ,

букс п ’

где Fi - сила, действующая на i-й элемент рычажной передачи, Н; Ci - жесткость i-го элемента рычажной передачи, Н/м;

ISSN 1815-588Х. Известия ПГУПС

2011/3

60

Современные технологии - транспорту

1букс - ход штока тормозного цилиндра за счет перемещения колесной пары в буксовых проемах, м;

1п - ход штока тормозного цилиндра за счет перемещений в пятнике, м. Характеристика тормозного цилиндра за счет перемещения колесной пары в буксовых проемах определяется по формуле:

где Дбукс.р - перемещение в буксовом проеме за счет деформации упругих элементов или поворота адаптера, м.

Уточненная методика позволяет повысить достоверность расчета величины выхода штока тормозного цилиндра при проведении оценки соответствия тормозной рычажной передачи нормативным требованиям на этапе проектирования тормозной системы.

3 Апробация расчетной модели

С целью апробации расчетной модели были проведены расчетные и экспериментальные исследования тормозной рычажной передачи полувагона модели 12-9869 с осевой нагрузкой 25 тс.

Расчет проводился с применением уточненной кинематической модели первого уровня тормозной рычажной передачи полувагона (см. рис. 4). Величина свободного выхода штока определялась при различных зазорах между колесом и колодкой: при отсутствии зазора в тормозных колодках, при минимально и максимально допускаемом значении зазора. Величина упругого выхода штока рассчитывалась при различных вариантах загрузки вагона: порожнем, загруженном и при имитации загрузки.

По результатам расчета для каждого элемента рычажной передачи были определены величины упругих деформаций при торможении вагона.

На третьем этапе с применением кинематических моделей второго уровня, приведенных на рисунках 3 и 4, по формулам (2) и (3) были найдены перемещения Дбукс.р , Дрес для данного типа ходовых частей.

На четвертом этапе по формулам (10) и (11) рассчитаны величины свободного и упругого выхода штока тормозного цилиндра соответственно. При этом для каждого варианта по формуле (9) определялась расчетная величина выхода штока тормозного цилиндра Ьшт.

При экспериментальных исследованиях определяли выход штока при различных режимах загрузки полувагона и зазорах в колодках. Кроме того, регистрировались значения перемещений всех элементов тормозной рычажной передачи, элементов крепления и зазоров в буксовых узлах при торможении по специально разработанной методике. Для определения упругой составляющей выхода штока в ходе испытаний замеряли выход штока при отсутствии зазоров между колесом и колодкой и в шарнирных

букс.р " n ,

2011/3

Proceedings of Petersburg Transport University

Современные технологии - транспорту

61

соединениях. При этом тормозную рычажную передачу стягивали с помощью автоматического регулятора.

Далее было осуществлено сравнение результатов расчета, выполненного на основании кинематической модели (см. рис. 4), и результатов проведенных испытаний (таблица) и определено относительное их расхождение:

А =

l -1

э p

100%,

p

где 1э - значение выхода штока тормозного цилиндра, полученное в результате эксперимента, мм;

1р - значение выхода штока тормозного цилиндра, полученное в результате расчета, мм.

ТАБЛИЦА 1. Сравнение значений выхода штока тормозного цилиндра, полученных по результатам расчета и эксперимента

Выход штока тормозного цилиндра, мм

Зазор между колесом и колодкой, мм Порожний режим Средний режим

Расчет Эксперимент Расхождение Расчет Эксперимент Расхождение Расчет Эксперимент Расхождение

0 15,8 17,0 7,6 % 27,4 30,0 9,5 % 16,0 14,0 12,5 %

5 51,7 53,0 2,5 % 66,2 59,0 10,8 % 54,9 56,0 2,0 %

8 70,1 72,0 2,7 % 83,2 83,0 0,2 % 71,8 72,0 0,3 %

Проведенный сравнительный анализ значений выхода штока, полученных методом численного моделирования и в результате испытаний полувагона, показал их достаточную сходимость: максимальная погрешность не превышает 12,5 %, что свидетельствует о достоверности разработанной кинематической модели.

Заключение

Разработанная уточненная методика позволяет на ранних этапах проектирования выявлять возможные отклонения параметров тормозной системы от нормативных и выбирать рациональные параметры элементов тормозной рычажной передачи в зависимости от конструкции ходовых частей.

ISSN 1815-588Х. Известия ПГУПС

2011/3

62

Современные технологии - транспорту

Кроме этого, разработанные кинематические модели дают возможность уточнить требования к жесткости элементов крепления и вероятным упругим перемещениям элементов ходовых частей исходя из обеспечения работоспособности тормозных систем.

Библиографический список

1. Автоматические тормоза / В. Г. Иноземцев, В. М. Казаринов, В. Ф. Ясенцев. -М. : Транспорт. - 1981. - 464 с.

2. Расчет и проектирование пневматической и механической частей тормозов вагонов / П. С. Анисимов, В. А. Юдин, А. Н. Шамаков. - М. : Маршрут. - 2005. - 248 с. -ISBN 5-89035-292-X.

УДК 629.424.3:621.436

В. В. Кручек

ДВУХДИЗЕЛЬНАЯ СИЛОВАЯ УСТАНОВКА ДЛЯ МАНЕВРОВОГО ТЕПЛОВОЗА

В связи с ограниченностью и высокой стоимостью природных ресурсов, в число которых входит дизельное топливо, актуален вопрос их экономии. Предлагается сокращать расход дизельного топлива, потребляемого маневровыми тепловозами, за счёт применения двухдизельных энергетических установок. В статье рассматриваются вопросы выбора процентного соотношения мощности между дизелями двухдизельной энергетической установки маневрового тепловоза, основанного на минимальном расходе топлива. Предлагается способ расходов топлива на каждой позиции контроллера машиниста.

маневровый тепловоз, диаграмма нагружения, удельный расход топлива, часовой расход топлива, расходная характеристика дизеля, номинальный режим, холостой ход.

Введение

Специфика работы маневровых тепловозов заключается в том, что большую часть времени дизель работает в режиме малых нагрузок. Данные режимы характеризуются низким КПД и повышенным расходом топлива. Поэтому в статье предлагается использование на маневровом тепловозе двухдизельной силовой установки. Исходя из условий работы тепловозов, замена одного дизеля на два, суммарная мощность которых равна мощности замененного дизеля, позволит эксплуатировать каждый дизель в наиболее экономичном режиме.

2011/3

Proceedings of Petersburg Transport University