Bryansk, Bryansk, Russian Federation
Bryansk, Bryansk, Russian Federation
UDK 62 Инженерное дело. Техника в целом. Транспорт
GRNTI 73.29 Железнодорожный транспорт
Brake leverages with the location of brake cylinders on bogies have a number of advantages as compared with common circuits. Domestic braking systems are presented mainly by design improvements and inventions. In this connection the development of the prototype of such a system for domestic standard bogies corresponding to the requirements and conditions of Russian railways is urgent. At that the application of domestic brake devices in such systems is preferable. The aim of this work is a choice of the optimum design for a unified leverage for two-axial bogies of type 2 and 3 (RSS 9246-2013) with the location of cylinders 670V on a bogie, and also a development of the circuit for its adjustment while operation. On the basis of the regulations for a standard computation of a brake there is chosen an optimum circuit of the brake leverage. With the aid of 3D thoroughly developed model of a brake system located directly on a bogie taking into account a design outline of bogie elements, the analysis of bogie units geometry is carried out and all intermediate leverage, separators and brake beams positions are defined which allowed obtaining the sufficiently accurate values of assembly dimensions at different wear stages of a wheel tread and a brake shoe. There is chosen an optimum brake system for two-axial bogies of type 2 and type 3 (RSS 9246-2013) with the location of cylinders 670V on a bogie. The regulating circuits and a table of assembly dimensions of the brake system during operation for a brake shoe 60±4mm thick are developed. An aggregate stock and screw travel of a brake cylinder regulator during operation without taking into account elastic deformation of a system is chosen. The considered leverage system design is offered as a prototype for the brake system design for freight cars.
leverage, brake cylinder, brake shoe, wheel wear, aggregate output of stock and screw, bogie successive braking, freight car
Введение
В настоящее время рассматривается внедрение на отечественных железных дорогах потележечного торможения с установкой тормозных цилиндров в зонах тележек или непосредственно на тележках [1-3]. В РФ также появляются адаптированные к российским условиям зарубежные тормозные системы и соответствующие ходовые части. Отечественные тормозные системы представлены большей частью конструкторскими проработками и изобретениями.
Расположение цилиндров на тележках имеет ряд преимуществ по сравнению с традиционными тормозными системами: унификация тормозов для значительного количества вагонов (удобство при изготовлении, обслуживании и ремонте), освобождение подвагонного пространства. Кроме того, такие схемы содержат меньшее количество шарнирных соединений, чем в традиционных схемах, что повышает надежность системы и КПД. Также новые схемы рычажных передач могут позволить увеличить толщину применяемых колодок. В частности, согласно исследованиям [4], существующая конфигурация рычажной передачи грузовой тележки наиболее оптимально подходит для колодок максимальной толщиной 50+
В связи с этим разработка прототипа такой системы для отечественных типовых тележек, соответствующих требованиям и условиям российских железных дорог, является актуальной. Причем применение в таких системах отечественных тормозных приборов предпочтительно.
Для решения этой задачи были разработаны две тормозные системы [5-7]. Обе схемы предполагают применение типовых отечественных грузовых тележек и тормозных цилиндров 670В (со встроенным авторегулятором). В данной работе рассмотрим эти модели и определим оптимальную, которая будет предложена к разработке в качестве прототипа.
Определение оптимальной конструкции унифицированной рычажной передачи для тележек двухосных типа 2 и типа 3 (ГОСТ 9246-2013)
На рис. 1 [5; 6] и 2 [7] показаны варианты предлагаемых конструкций с тормозными балками, выполненными из двух листов каждая, с выштамповкой под установку цилиндров и распорок. Корпуса цилиндров закреплены шарнирно между двумя поясами тормозных балок.
Подробно рассмотрим достоинства и недостатки применения конструкции, изображенной на рис. 1.
|
Рис. 1. Вариант тормозной системы с цилиндрами 670В и общей распоркой
|
 |
К достоинствам можно отнести минимально возможное количество элементов при условии установки двух цилиндров. Это, в свою очередь, повышает надежность системы и снижает необрессоренную массу. Схема достаточно проста для регулировки.
Но имеется и ряд недостатков. Для стабильной работы и равномерного и симметричного воздействия на балки необходимо исключить перекосы в шарнирах, возникающие при относительном вертикальном смещении балок (как при изготовлении, так и при эксплуатации).
Другой проблемой является различие усилий, воздействующих на распорку от рычагов, что может вызвать ее существенное смещение в продольном направлении и привести к несимметричному распределению усилий и перемещений в системе.
Кроме того, в процессе эксплуатации происходит износ колодок и колес, что потребует определенной схемы регулировки.
Первая проблема может быть решена путем постановки в шарнирное соединение рычага с головкой штока и соединения распорки с рычагом шарнирных подшипников (ШС) по ГОСТ 3635-78. На рис. 3 показан подшипник ШС30 (с отверстиями и канавками для смазки во внутреннем кольце, внутренним диаметром Ø30 мм, высотой
Закрепление тормозного цилиндра в тормозной балке с возможностью поворота в вертикальной плоскости возможно также при помощи специального поворотного кронштейна [8; 9].
|
Рис. 2. Вариант тормозной системы с цилиндрами 670В и двумя независимыми распорками |
 |
|||
 |
|||
Определим наиболее значимые факторы, вызывающие различие усилий, воздействующих на распорку:
- величина давления (при расчете на юз или эффективность) в цилиндрах вызывает максимальные отклонения усилий, приложенных от цилиндров к распорке;
- максимально возможные допуски на размеры плеч рычагов ±1;
- расхождение в усилиях начальной затяжки оттормаживающей пружины цилиндра 670В составляет ±7 кгс.
Максимальное и минимальное усилия на штоке при полном служебном торможении груженого вагона, согласно типовому расчету тормоза,
;
Pшт.min = 7,89 кН (789 кгс), Pшт.max = 9,1 кН (910 кгс),
где dц = 203 мм (
- КПД цилиндра; 
кН (120,05 кгс) при выходе штока 
- КПД рычажной передачи.
Таким образом, при равных выходах штока получим разность усилий на концах распорки:
ΔPрасп.=((Pшт+7)(371+1)/129-1)-((Pшт-7)(371-1)/129+1).
При Pшт.min=789 кгс, ΔPрасп.=87,7 кгс, при Pшт.max= 910 кгс ΔPрасп.=95 кгс.
Наиболее возможными вариантами решения этой проблемы представляются установка пружин между распоркой и тормозными балками, а также применение шарнирного опирания распорки на кронштейны, установленные на надрессорной балке. Возможны варианты поперечных связей боковин и распорки. Эти варианты значительно усложнят конструкцию и потребуют дополнительных экспериментальных исследований.
Вариант тормозной системы с двумя независимыми распорками (рис. 2) не имеет такого недостатка. Перекосы в шарнирах исключаются аналогично первой схеме. К недостаткам относится большее количество элементов (дополнительная распорка и две оси) и более сложная схема регулировки (однако дополнительных экспериментов не требуется). В связи с этим наиболее подробно рассмотрим применение схемы, изображенной на рис. 2, в том числе разработаем схему регулировки.
 |
|
Рис. 3. Подшипник ШС30 (ГОСТ 3635-78) в нормальном положении (слева) и с относительным смещением колец (справа)
|
 |
В конструкции появляется дополнительная точка приложения усилия к балке, укорачиваются рычаги по сравнению с первой схемой. Передаточное отношение выглядит следующим образом: n=1+(2a+b)/b.
Согласно ТУ 3184-503-05744521-95 на цилиндр 670В, суммарный выход штока и винта составляет 
; 
мм. (1)
Таким образом, максимальная толщина полномерной колодки составит
Рассмотрим характеристики рычажной передачи при номинальном n=4,86. При этом плечи рычага, воздействующего средней частью на тормозную балку, имеют допуски а±0,5; (а+b)±0,5, а максимальное передаточное отношение n=4,88.
В соответствии с формулой (1) запас хода по винту и выходу штока при n=4,86 также составит Δt=63 мм.
Разработка схемы регулирования тормозной системы в зависимости от износа колодок и колес
|
Согласно ГОСТ 10791-2011 и Инструкции по осмотру, освидетельствованию, ремонту и формированию вагонных колесных пар ЦВ-944 [10], можно определить минимальный и максимальный размер колеса.
Максимальный (в соответствии с ГОСТ 10791-2011 диаметр по кругу катания колеса D1=957±7 мм) диаметр составит Dmax=964 мм.
Минимальный диаметр определяется в соответствии с предельной толщиной обода колеса для грузовых вагонов 22 мм. Диаметр колеса по ободу D2=810-10 мм. Таким образом, Dmin=800+2·22=844 мм. Максимально возможный износ колеса Δкол.=120 мм (60 мм толщины обода).
Рассмотрим применение колодок толщиной 60±4 мм в соответствии с таблицей Руководства 732-ЦВ-ЦЛ [11], а именно максимальной толщиной 64 мм. Разделим величину полного износа на 6 ступеней переключений монтажных размеров с интервалом по 10 мм.
С помощью 3D-модели рычажной передачи определялись положения рычагов при различных диапазонах износа колес. При этом были выявлены особенности работы системы. В частности, перемещение подвесок вверх (при предельном износе колес и колодок) приводит к значительному уменьшению расстояния между распоркой и надрессорной балкой.
Это обстоятельство было учтено при разработке и корректировке размеров рассмотренной модели. Была изменена конструкция тормозной балки, а также увеличена длина и величина эксцентриситета распорки. Прочностной расчет тормозной балки был проведен по формулам сопротивления материалов и по МКЭ. Получены близкие значения результатов расчетов обоими способами, причем напряжения не превышали допускаемых. Расчет по МКЭ показал некоторое увеличение напряжений в местах выштамповок по сравнению с расчетом по формулам сопромата. На рис. 4 показаны результаты расчетов тормозной балки с помощью МКЭ.
|
Рис. 4. Результаты прочностного расчета тормозной балки
|
 |
На рис. 5 показана схема рычажной передачи тележки с основными регулировочными размерами, имеющими типовой шаг 50 мм.
Монтажные размеры элементов рычажной передачи по аналогии с таблицами Руководства 732-ЦВ-ЦЛ [11] показаны в таблице.
|
Рассмотренная рычажная передача работоспособна и может быть рекомендована в качестве прототипа для разработки конструкторской документации и изготовления опытного образца.
Следует рассмотреть подробно действие рычажной передачи в пределах каждой из 6 ступеней переключения монтажных размеров при износе колеса на 10 мм.
Максимальный суммарный ход штока и винта, согласно таблице, с учетом максимального зазора между колодкой и колесом
Δt=С*max-С*min+lшт,
где lшт=nδк =39 мм - величина выхода штока без учета упругой деформации системы при максимальном передаточном отношении и максимальном зазоре между колодками и колесами.
По порядку (от 1 ступени до 6) от максимального (теоретически) диаметра колеса до предельно изношенного суммарный выход штока и винта составит: 348, 345, 345, 342, 343, 340 мм.
Поскольку суммарный ход штока и размер винта регулятора не более 345 мм, на каждой ступени (кроме первой) получим возможность полного износа колодки толщиной 64 мм и колеса на 10 мм по радиусу. На первой ступени колодка (колесо) будут не полностью изношены на 0,6 мм, но недостаточный износ может быть скомпенсирован уменьшенным зазором δк=7 мм. Здесь следует отметить идеализацию расчетов, поскольку фактически полного износа всех колодок одновременно не происходит, при замене наиболее изношенной колодки заменяют и остальные.
|
С*min(4)- С*min(3)=29 мм.
Применение, например, резьбовых стяжных муфт на винте штока, предназначенных для регулировки разницы в размерах винта на разных ступенях (выставление размера С*min), а также для компенсации размеров системы (разность размеров по боковым рамам, диаметрам колес и т.д.), позволит использовать данную схему. Это можно производить либо визуально по меткам муфты, либо по количеству оборотов.
При этом следует дополнительно уточнить величину выхода штока на размер упругой составляющей. Максимальный выход штока и винта будет равен lшт=nδк+ lшт.у. Это уточнение может потребовать разбиения величины общего износа обода колеса на большее количество интервалов монтажных размеров.
Таблица
Монтажные размеры разработанного прототипа тормозной рычажной передачи двухосной тележки грузового вагона с тормозными колодками толщиной 60±4 мм
|
Обозначение размера |
Величина размера, мм, при среднем диаметре колес тележки Dср=(D1+D2)/2 |
|||||
|
№ 1 |
№ 2 |
№ 3 |
№ 4 |
№ 5 |
№ 6 |
|
|
964-944 |
944-924 |
924-904 |
904-884 |
884-864 |
864-844 |
|
|
n |
0 |
0 |
50 |
0 |
50 |
50 |
|
Р |
725 |
775 |
775 |
825 |
825 |
875 |
|
С* |
616-925 |
595-901 |
592-898 |
621-924 |
617-921 |
595-896 |
Заключение
Разработанная модель рычажной передачи является полностью работоспособной и предлагается для применения на трехэлементных тележках грузовых вагонов с регулировкой давления в цилиндрах при помощи авторежима.
Максимальная толщина композиционных колодок для разработанной схемы составляет 64 мм. Для регулировки длины винта в начальном положении С*min для различных ступеней переключения при полномерных колодках необходимо ввести стяжную муфту, учитывая, что минимальный размер самого винта и штока должен оставаться равным 592 мм при прижатых колодках.
Однако такая мера достаточна для разработанного прототипа, основой которого является существующий цилиндр 670В. Доработка цилиндра с целью увеличения хода винта позволит отказаться от регулировки стяжной муфтой С*min и даст возможность применения колодок толщиной 65+5 мм.
1. Bashkirov, K.V. Tormoznoe oborudovanie dlya sovremennogo vagona / K.V. Bashkirov, K.N. Bolotov, D.V. Palatov // Vagony i vagonnoe hozyaystvo. – 2011. – Vyp. 4. – S. 26-28.
2. Batenkov, V.A. Zadacha na buduschee – sozdat' konkurentosposobnuyu produkciyu / V.A. Batenkov // Evraziya Vesti. – 2010. – Vyp. 5. – S. 12-13.
3. Pat. 2415769 RF, MPK B61H 13/20. Mehanicheskaya chast' tormoza zheleznodorozhnogo transportnogo sredstva / Yu.V. Mescherin, V.A. Charkin, V.F. Zubkov [i dr.]; zayavitel' i patentoobladatel' OAO «RZhD». № 2009142452/11; zayavl. 18.11.09; opubl. 10.04.11. Byul. – № 10. – 10 s.
4. Tuluzin, S.V., Gorskiy, D.V. Ocenka rabotosposobnosti tormoznoy rychazhnoy peredachi telezhki gruzovogo vagona na razlichnyh stadiyah iznosa kolodok i koles / S.V. Tuluzin, D.V. Gorskiy // Vestnik VNIIZhT. – 2015. – Vyp. 2. – S. 38-44.
5. Zayavka 2017125644 RF, MPK V 61 N 13/20 13/28. Mehanicheskaya chast' tormoza zheleznodorozhnogo transportnogo sredstva / V.V. Sinicyn, V.V. Kobischanov. Zayavl. 17.07.17.
6. 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. 58-64.
7. Zayavka 2019122945 RF, MPK V 61 N 13/20 13/28. Mehanicheskaya chast' tormoza zheleznodorozhnogo transportnogo sredstva / V.V. Sinicyn, V.V. Kobischanov. Zayavl. 16.07.19.
8. Pat. 2478505 RF, MPK B61H 13/20. Mehanicheskaya chast' tormoza zheleznodorozhnogo transportnogo sredstva / V.A. Batenkov, V.G. Ohotnikov, E.S. Sipyagin, S.S. Starostin; zayavitel' i patentoobladatel' OAO «Transpnevmatika». №2011130092/11; zayavl. 19.07.11; opubl. 10.04.13, Byul. № 10.
9. Starostin, S.S., Sipyagin, E.S. Novye podhody k proektirovaniyu innovacionnyh tormoznyh sistem gruzovyh vagonov // Transport Rossiyskoy Federacii. – 2014. – Vyp. 3. – S. 36-40.
10. Instrukciya po osmotru, osvidetel'stvovaniyu, remontu i formirovaniyu vagonnyh kolesnyh par CV-944: utv. MPS Rossii 20.06.2003: vvod v deystvie s 01.01.2006. – 55 s.
11. Obschee rukovodstvo po remontu tormoznogo oborudovaniya vagonov 732-CV-CL / PKB CV OAO «RZhD». – 2011. – 198 s.
