Bryansk, Bryansk, Russian Federation
Bryansk, Bryansk, Russian Federation
VAC 05.22.07 Подвижной состав железных дорог, тяга поездов и электрификация
UDK 62 Инженерное дело. Техника в целом. Транспорт
GRNTI 20.01 Общие вопросы информатики
GRNTI 20.15 Организация информационной деятельности
GRNTI 20.17 Документальные источники информации
GRNTI 20.19 Аналитико-синтетическая переработка документальных источников информации
GRNTI 55.01 Общие вопросы машиностроения
GRNTI 55.03 Машиноведение и детали машин
GRNTI 55.13 Технология машиностроения
GRNTI 55.15 Литейное производство
GRNTI 55.16 Кузнечно-штамповочное производство
GRNTI 55.18 Сборочное производство
GRNTI 55.19 Резание материалов
GRNTI 55.20 Электрофизикохимическая обработка
GRNTI 55.21 Термическая и упрочняющая обработка
GRNTI 55.22 Отделка поверхностей и нанесение покрытий
GRNTI 55.23 Производство изделий из порошковых материалов
GRNTI 55.24 Производство неметаллических изделий
GRNTI 55.29 Станкостроение
GRNTI 55.30 Робототехника
GRNTI 55.31 Инструментальное производство
GRNTI 55.33 Горное машиностроение
GRNTI 55.35 Металлургическое машиностроение
GRNTI 55.37 Турбостроение
GRNTI 55.41 Локомотивостроение и вагоностроение
GRNTI 55.42 Двигателестроение
GRNTI 55.43 Автомобилестроение
GRNTI 55.45 Судостроение
GRNTI 55.47 Авиастроение
GRNTI 55.51 Подъемно-транспортное машиностроение
GRNTI 55.53 Строительное и дорожное машиностроение
GRNTI 55.55 Коммунальное машиностроение
GRNTI 55.57 Тракторное и сельскохозяйственное машиностроение
GRNTI 55.69 Прочие отрасли машиностроения
GRNTI 73.01 Общие вопросы транспорта
GRNTI 73.29 Железнодорожный транспорт
GRNTI 73.31 Автомобильный транспорт
GRNTI 73.39 Трубопроводный транспорт
GRNTI 73.41 Промышленный транспорт
The application of braking systems with the lo-cation of the executive mechanism directly upon a bogie is a promising trend in domestic brake production and freight car manufacturing on the whole. In the paper a common circuit of a braking rod leverage with the location of cylinders 670V on the bogie of two-axle type 2 and type 3 (RSS 9246-2013) is considered. The investigation carried out in the work is a continuation of works connected with the updating of a braking system developed earlier. The aim of the work consists in the definition of cylinder rod outlet limits taking into account elastic deformation of all elements of leverage in accordance with the procedure developed and appraised earlier and also the definition of maximum possible thickness of a brake pad used for this circuit in operation. The rod outlet limits obtained will be standard as system transmission ratio is unified, and an elastic constituent will have minimum deviations from the value obtained and depend upon a specific execution of elements. In this investigation there is used a 3D brake system model developed thoroughly that allows obtaining an elastic deformation value precise enough. Furthermore, data obtained allow defining a maximum operation outlet of rod of the braking cylinder 670V in the system analyzed during car motion on a long steep slope. On the basis of the investigations carried out there are defined the limits of rod outlet (35…47mm) for the developed common brake system with cylinders 670V that allows using brake pads of maximum width (65+5mm) used in railway freight rolling-stock of the RF. The maximum operation value of rod outlet is obtained during car motion on a steep long slope (63mm) which does not exceed a working stroke of a cylinder (100mm).
leverage, braking cylinder, elastic constituent, bending deformation, brake pad
Введение
В работе [1] был предложен вариант унифицированной схемы рычажной передачи для тележек двухосных типа 2 и типа 3 (ГОСТ 9246-2013) с расположением цилиндров 670В на тележке (рис. 1). Максимальная толщина композиционных колодок для такой схемы составляет 73 мм. Расчет толщины колодки является приближенным, поскольку не учитывает упругую составляющую выхода штока.
Определим фактический выход штока согласно методике [2] и возможную толщину колодок, учитывая размеры и параметры всех конструктивных элементов рычажной передачи. При унификации передаточного отношения и рычажной передачи для вагонов с осевой нагрузкой 23,5 и 25 тс расчетный выход штока также будет постоянным. Для этого сопоставим сочетание максимального усилия на штоке при наибольшем передаточном отношении рычажной передачи и минимального усилия на штоке при наименьшем передаточном отношении.
Рис. 1. Унифицированная рычажная передача
грузовых четырехосных вагонов
Определение диапазона выхода штока тормозного цилиндра и максимальной толщины тормозной колодки в эксплуатации с учетом упругой деформации рычажной системы
Исходные данные к расчетной схеме на рис. 2: a, b - плечи рычага; ,
- площадь и момент инерции сечения стержня распорки (стержень диаметром 42 мм);
- длина распорки по осям соединения с рычагами; e - эксцентриситет между линией, вдоль которой приложена нагрузка, и осью стержня в средней части распорки;
- площадь сечения винта регулятора тормозного цилиндра;
- рабочая длина винта регулятора (
- длина наконечника,
- выход винта относительно поршня);
.
В шарнирном соединении цилиндра и тормозной балки, головке штока цилиндра и соединенном со штоком конце рычага запрессованы стальные втулки. Рассмотрен вариант установки втулок КПМ в шарнирном соединении оси и тормозной балки. В головке рычага, соединенной с распоркой, в средней части рычага, а также в головках распорки запрессованы втулки КПМ.
Для схемы рычажной передачи на рис. 2 с максимальным передаточным отношением =4,88 плечи рычага a=371 мм, b=129 мм, с минимальным передаточным отношением
=4,82 - a=369 мм, b=131 мм;
,
,
,
,
,
.
Максимальное усилие на штоке при полном служебном торможении груженого вагона:
;
кН (910 кгс). (1)
Здесь (20,3 см) - диаметр цилиндра;
- максимальное значение давления в тормозном цилиндре для груженого вагона при полном служебном торможении;
- КПД цилиндра;
кН (120,05 кгс);
- КПД рычажной передачи.
Определим деформации в элементах рычажной передачи с учетом максимального выхода винта регулятора (с дополнительным наконечником). Поскольку шток имеет небольшую длину и значительную жесткость, в расчете его упругую деформацию не учитываем.
- Деформация винта регулятора В1. Учитывая наличие стальных втулок в головке штока, для винта определим только деформацию стержня с наконечником.
;
.
2. Деформация рычага Р1 в средней части:
2.1. Величина деформации в средней части рычага при изгибе:
кН;
кН.
Рис. 2. Схема рычажной передачи (изменение положений тормозных балок при различных
положениях рычага не показано)
;
(2)
2.2. Радиальная податливость втулок в рычаге (приведена к средней части). Определим перемещения в средней части рычага (в точке приложения силы
), вызванные податливостью втулок. К втулке КПМ 40,2х24 (рабочая длина
=22,5 мм) приложена сила
.К двум параллельно работающим втулкам рычага КПМ 30,2х12 приложена сила
(рабочая суммарная длина
=21 мм). Сила
приложена к стальной втулке, в связи с чем элемент формулы, связанный с указанной силой, не учитываем.
Для втулок КПМ 40,2:
. (3)
Для втулок КПМ 30,2:
; (4)
;
мм. (5)
Суммарно: ;
мм.
Упругая составляющая на штоке: ;
мм.
3. Деформация распорки. Учитывается половина общей деформации сжатия и изгиба распорки, а также податливость одной из двух втулок.
3.1. Общая деформация сжатия и изгиба распорки определяется по формуле, приведенной в [3]:
;
.
3.2. Радиальная податливость втулки КПМ 30,2х24 в концевых частях распорки (в приведенном варианте запрессовано по 3 втулки в каждую головку). Рабочая длина втулки =22,5 мм.
Податливость втулки распорки в соответствии с формулой (3):
;
мм.
Суммарно: мм.
Упругая составляющая на штоке от сжатия распорки и податливости втулок:
;
мм.
Упругая составляющая штока без учета деформаций тормозных балок:
;
мм.
4. Определим деформации изгиба тормозной балки в точках приложения усилий от тормозного цилиндра и рычага, а также радиальную податливость запрессованных в отверстия балки втулок.
4.1. Расчет деформаций изгиба (а также напряжений) производился по методу конечных элементов (МКЭ) и формулам сопротивления материалов. Расчет по МКЭ показал, что в зоне выштамповки в средней части нижнего листа балки возникают значительные напряжения (близкие к допускаемым для выбранной стали) и деформации. Расчет по формулам сопротивления материалов, не учитывающий конфигурацию выштамповки листа, показал существенно меньший уровень напряжений и деформаций, в связи с чем конструкция балки была пересмотрена (нижний лист выполнен плоским в средней части, укорочен валик соединения распорки и рычага). Были получены результаты расчетов деформаций и напряжений по МКЭ, близкие к результатам расчетов по формулам сопротивления материалов. Результаты расчетов деформаций по МКЭ показаны на рис. 3.
Деформация изгиба в точке приложения усилия
мм.
Деформация изгиба в точке приложения усилия
мм.
4.2. Деформации втулок в точке приложения усилия -
. В точке приложения усилия
установлены втулки из стали, деформацию втулок не учитываем. Рабочая длина двух параллельно работающих втулок КПМ 40,2х12
=21 мм.
мм.
Рис. 3. Схема распределения деформаций в тормозной балке при воздействии
максимально возможных тормозных усилий в рычажной передаче
Упругая составляющая выхода штока от деформаций тормозных балок:
;
мм.
Суммарная упругая составляющая выхода штока рычажной передачи с учетом деформаций тормозных балок:
;
.
Пределы выхода штока при максимальных усилиях и деформациях:
;
;
;
,
где 5 и 8 - соответственно минимальный и максимальный средние нормативные зазоры между колодкой и колесом . В данном случае рассмотрены пределы выхода штока при максимально возможных величинах усилий (в том числе наибольшем передаточном отношении) и деформаций в рычажной передаче.
Необходимо уточнить значения при наименьших усилиях и деформациях. Произведем расчет аналогично приведенному выше. В исходных данных для расчета используем следующие характеристики:
- минимальное значение давления в тормозном цилиндре для груженого вагона при полном служебном торможении;
; a=369 мм; b=131 мм. При этом расположение шарнира на тормозной балке не изменится.
Получим согласно формуле (1): кН;
кН;
кН.
- Деформация винта регулятора В1:
мм.
2. Деформация рычага Р1 в средней части:
2.1. При изгибе рычага, согласно формуле (2), мм.
2.2. Радиальная податливость втулок по формулам (3-5): мм.
Суммарно: ;
мм.
Упругая составляющая на штоке: мм.
3. Деформация распорки:
3.1. Общая деформация сжатия и изгиба распорки [3]: мм.
3.2. Радиальная податливость втулки распорки в соответствии с формулой (4): мм.
Суммарно: мм.
Упругая составляющая на штоке от сжатия распорки и податливости втулок: .
Упругая составляющая на штоке без учета деформаций тормозных балок:
;
.
4. Деформации изгиба и податливость втулок тормозной балки в точках приложения наименьших усилий от тормозного цилиндра и рычага:
4.1. Расчет деформаций изгиба произведем с помощью МКЭ.
Деформация изгиба в точке приложения усилия
мм.
Деформация изгиба в точке приложения усилия
мм.
4.2. Деформации втулок в точке приложения усилия
мм.
Упругая составляющая выхода штока от деформаций тормозных балок:
;
мм.
Суммарная упругая составляющая выхода штока рычажной передачи с учетом деформаций тормозных балок:
;
мм.
Пределы выхода штока при максимальных усилиях и деформациях:
;
мм;
;
мм.
В данном случае рассмотрены пределы выхода штока при минимально возможных величинах усилий (в том числе наименьшем передаточном отношении) и деформаций в рычажной передаче.
Таким образом, диапазон значений выхода штока для систем с наименьшими и наибольшими деформациями, предполагающий зазоры между колодкой и колесом не менее 5 и не более 8 мм, составит
мм.
При
=5,4…8 мм; при
=5…7,5 мм.
При максимальном значении выхода штока (47 мм) определим допускаемую для рассмотренной системы толщину колодки:
;
мм.
Здесь суммарный выход винта и штока мм (выход винта относительно поршня - 245 мм, рабочий ход поршня - 100 мм);
мм - «нормативный» максимальный выход штока;
=4,88.
Максимальная толщина полномерной колодки соответственно составит 71 мм. Это значение превышает максимально возможную толщину применяемых колодок (65+5мм) согласно техническим требованиям [4].
Оценка возможности применения цилиндра 670В в разработанной тормозной системе при торможении вагона на крутом затяжном спуске
На основании известной формулы [3] для рассмотренной схемы определим необходимый максимально допустимый выход штока в эксплуатации (максимальный выход штока, полученный с учетом износа колодок на крутом затяжном спуске).
где - выход штока от упругих деформаций (упругая составляющая) рычажной передачи;
- объемный износ композиционной тормозной колодки (83 см3);
- число тормозных колодок, действующих на одно колесо (для четырехосных вагонов - одна);
- площадь трения композиционной тормозной колодки (290 см2);
- средний зазор между тормозной колодкой и колесом,
= 0,5…0,8 см;
.
С учетом = 0,8 см (8 мм) и
= 1,025 см (10,25 мм) определяем
(63 мм). Таким образом, максимальный выход штока, полученный с учетом износа колодок на крутом затяжном спуске, для цилиндра не превышает рабочего хода штока (100 мм).
Выводы
- Для рассмотренной модели рычажной передачи [1] определена максимальная толщина композиционных тормозных колодок. Она составляет 71 мм, что позволяет применять в эксплуатации колодки с максимально допустимой толщиной (65+5 мм) до их полного износа.
- Определен выход штока тормозного цилиндра, учитывающий все упругие деформации рычажной передачи:
мм при зазорах между колодками и колесами
=5,4…7,5 мм (при нормативе
- Определен максимальный выход штока тормозного цилиндра 670В в рассмотренной системе (
мм), учитывающий полученную по результатам расчетов упругую составляющую (
=10,25 мм), максимальный зазор между колодкой и колесом (
=83 см3). Эта величина не превышает рабочего хода шока (100 мм), что подтверждает возможность применения разработанной рычажной передачи с цилиндром 670В в эксплуатации.
1. Sinicyn, V.V. Variant primeneniya cilindra so vstroennym regulyatorom rychazhnoy peredachi v tormoznoy sisteme telezhki gruzovogo vagona / V.V. Sinicyn, V.V. Kobischanov, V.I. Sakalo // Vestnik Bryanskogo gosudarstvennogo tehnicheskogo universiteta. - 2017. - № 4. - S. 19-23.
2. Sinicyn, V.V. Metodika rascheta vyhoda shtoka tormoznogo cilindra gruzovyh chetyrehosnyh vagonov s uchetom uprugoy sostavlyayuschey / V.V. Sinicyn // Tyazheloe mashinostroenie. - 2015. - Vyp. 6. - S. 19-23.
3. Raschet i proektirovanie pnevmaticheskoy i mehanicheskoy chastey tormozov vagonov / P.S. Anisimov, V.A. Yudin, A.N. Shmakov, S.N. Korzhin; pod red. P.S. Anisimova. - M.: Marshrut, 2005. - 248 s.
4. Tehnicheskie trebovaniya k tormoznomu oborudovaniyu gruzovyh vagonov postroyki zavodov RF. Tipovoy raschet tormoza gruzovyh i refrizheratornyh vagonov. - M.: MPS RF, 1996. - 77 s.
