CC BY
11УДК 629.4.077-592-52 DOI: 10.12737/18264
Е.В. Сливинский, Т.Е. Митина
ВЫБОР РАЦИОНАЛЬНЫХ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ И КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ УПРУГОГО ЭЛЕМЕНТА ПЕРСПЕКТИВНОГО СТОЯНОЧНОГО ТОРМОЗА ДЛЯ ГРУЗОВЫХ ВАГОНОВ
Представлены материалы, касающиеся разработки перспективной конструкции непрямодей-ствующего тормоза для грузовых вагонов. Разработка рекомендуется научно-исследовательским и промышленным структурам в области тяжёлого машиностроения как в нашей стране, так и за ру-
бежом с целью ее дальнейшего изучения и возможного внедрения в практику.
Ключевые слова: запасный резервуар, тормозной цилиндр, воздухораспределитель, поршень, стакан, тормозные колодки, упругий элемент, стояночный тормоз.
E.V. Slivinsky, T.E. Mitina
CHOICE OF RATIONAL GEOMETRIC AND KINETIC PARAMETERS OF SPRINGING ELEMENT IN PROMISING PARKING BRAKE FOR FREIGHT CARS
It is well-known that at long braking and parking of a train or a single railroad car the air pressure in brake cylinders and control reservoirs gradually drops because of air leaks that results in exhaustion of brake as a consequence of this a rolling-stock can start spontaneous motion which can cause severe damages and accidents. It is a substantial drawback in an indirect-acting automatic brake. To eliminate such a drawback there was developed a promising brake design at the
level of an invention in Bunin ESU and a set of computations for the substantiation of rational parameters for a springing element excluding the cessation of brake functioning and hence a possibility for spontaneous rolling-stock motion.
Key words: control reservoir, brake cylinder, air distributor, piston, bucket, brake blocks, springing (elastic) element, parking brake.
Введение
В настоящее время в конструкциях грузовых вагонов нашли широкое применение пневматические тормозные устройства. Такие устройства являются непря-модействующими пневматическими тормозами, так как при разрыве звеньев электропоезда или тормозной магистрали, а также при открытии крана экстренного торможения автоматически приходят в действие. Благодаря более быстрому и эффективному действию автотормоза увеличивают безопасность движения и позво-1. Описание конструкции и работы перспективного тормоза
ляют значительно повысить скорости движения электропоездов. Однако при длительных торможениях или стоянках поезда или одиночных вагонов давление воздуха в тормозных цилиндрах и запасных резервуарах вследствие имеющихся утечек постепенно уменьшается, что приводит к истощению тормоза. Это является существенным недостатком непрямодействую-щего автоматического тормоза [1;2].
Анализ существующих тормозных систем отечественного и зарубежного подвижного состава показывает, что на сегодняшний день отсутствуют технические средства, позволяющие в случае утечки сжатого воздуха из запасных резервуаров вагонов и отсутствия тормозных башмаков, укладываемых на рельсах под их колёса, исключить его самодвижение как на
станционных путях, так и на путях в пунктах отстоя.
На протяжении ряда лет в ЕГУ им. И. А. Бунина по заказу Управления Юго-Восточной железной дороги (филиала ОАО «РЖД») СКБ университета проводится НИР, направленная на повышение эффективности и безопасности движения подвижного состава и его модернизацию.
Одним из разделов данной НИР является тема, связанная с разработкой технических средств, исключающих самодвижение подвижного состава, находящегося как на магистральных и станционных путях, так и на путях его отстоя. С учётом этого, а также результатов анализа многочисленных библиографических источников, отечественных и зарубежных патентов разработано перспективное техническое решение, признанное изобретением (Яи2374111), которое исключает возможность самодвижения как одиночных вагонов, так и поездов в целом в случае истощения пневматического тормоза.
На рисунке показана принципиальная схема тормоза применительно к грузовым вагонам, широко используемым в эксплуатационных условиях.
Такой тормоз состоит из тормозной магистрали 1, связанной с воздухораспределителем 2 с помощью трубопровода 3. В свою очередь воздухораспределитель 2 со-
единен трубопроводом 4 с полостью 5 основного тормозного цилиндра 6, поршень
7 которого подпружинен пружиной сжатия
8 относительно последнего. Поршень 7 снабжен штоком 9, взаимосвязанным с рычажной передачей 10 управления тормозными колодками 11, примыкающими к колесам 12 рельсового транспортного средства, перекатывающимся по рельсам 13. Второй шток 14 поршня 7 снабжен упором 15, контактирующим с поршнем 16 дополнительного цилиндра 17. Поршень 16 примыкает к подвижному стакану 18, внутри которого размещена пружина сжатия 19, а сам стакан снабжен стержнем 20, фиксируемым стопором 21, установленным на раме 22 рельсового транспортного средства. Полость 23 дополнительного цилиндра 17 соединена трубопроводом 24 с запасным резервуаром 25, который с помощью трубопровода 26 связан с воздухораспределителем 2.
Рис. Принципиальная схема тормоза
Работа тормоза в стояночном режиме заключается в том, что по мере падения давления сжатого воздуха в тормозном цилиндре 6 пружина сжатия 19 дополнительного цилиндра 17 постоянно удерживает рычажную систему 10 в таком состоянии, когда тормозные колодки 11 прижаты к колёсам 12 и создают необходимую тормозную силу, исключая тем самым самодвижение подвижного состава. В то же время перед роспуском состава на сорти-
ровочных горках тормозное устройство фиксируют вручную стопором 21, что исключает возможность прижатия тормозных колодок 11 к колёсам 12.
Анализ представленной конструкции показывает, что основным и ответственным её конструкционным элементом является винтовая пружина сжатия, установленная в дополнительном цилиндре. Для определения её геометрических парамет-
ров и надёжности использована следую- щая методика.
2. Расчёт параметров упругого элемента тормоза
кулярных оси г [4]. Используя известный
Известно, что винтовые пружины сжатия, характеризуемые средним диаметром Б, обычно нагружены по концам, причём действующая нагрузка сводится к силам Р, направленным вдоль оси симметрии пружины, и парам моментов М действующим в торцевых плоскостях, перпенди-
метод сечений, предположим, что в избранном сечении нагруженной указанными нагрузками пружины возникнут внутренние усилия: N - нормальные, Q - перерезывающие в двух плоскостях, М - изгибающий и крутящий моменты.
N = f aßF, Q = f rJF,
F F
PD
M = M sin а +--cos а.
t 2
PD
M. = M cos а--sin а.
b 2
Обычно в практике силы N и Q имеют второстепенное значение по сравнению с крутящим и изгибающим моментами М{ и Мь. Поэтому примем последние в качестве расчётных параметров при исследовании напряжённого состояния пружины, установленной в дополнительном цилиндре тормоза. Известно также, что в процессе деформации пружины сжатия витки её перемещаются друг относительно друга поступательно, а это свидетельствует об
16 (1 + д) Рр\
Л) =
Ed4
cos а„
~0 (l + f sin2 а0
где Е - модуль упругости материала; ¡л — коэффициент Пуассона; d - диаметр прутка пружины.
Для того чтобы торцы пружины, нагруженные моментами M, не переме-
f M sin 2а0
У
P =
d (l + ¡ cos2 ап
'0 . г— "о)
Ранее было отмечено, что при нагру-жении цилиндрической пружины по торцам осевыми силами и парой моментов её витки работают одновременно на кручение, изгиб и растяжение-сжатие. При та-
at =
Mb.
N + —
F
и т
где в - коэффициент, зависящий от формы поперечного сечения витка.
Но так как витки цилиндрических пружин обычно имеют значительную кривизну, то это оказывает существенное влияние на закон распределения внутренних сил в поперечных сечениях витков, что приводит к значительному росту напря-
отсутствии относительного поворота сечений пружины [4]. Учитывая, что перемещения пружины малы по сравнению с соответствующими им размерами, а её торцы являются неповорачивающимися, можно воспользоваться следующими зависимостями, позволяющими вычислить осевое перемещение пружины Х0 и моменты М
действующие в торцевых плоскостях, перпендикулярных оси г:
M =
ßPDn sin 2ап 4 (l + ¡ sin2 ап)
щались в осевом направлении, осевую силу Ро и угловое перемещение в торцев пружины определяют соответственно по формулам
Q = 64MDni)
Ed4
ком подходе нормальные и касательные напряжения в поперечных сечениях витков можно определить по известным зависимостям
= - M+ß Q,
Wt F
жений. Поэтому напряжения, возникающие на внутреннем волокне витков в опасных точках, рекомендуется определять по формулам, полученным с помощью методов теории упругости Н.А. Чернышевым [4], которые имеют вид
О, = К -
Ь Ьр ¡у
Ь,
а,
= К
где кЬр, кр , кр - коэффициенты, зависящие от угла подъёма витка а и индекса пружины С при коэффициенте Пуассона /л = 0,3.
Конструктивная особенность тормозных устройств на подвижном составе, как уже было отмечено, заключается в следующем: для того чтобы привести тормоз в действие, необходимо понизить давление в тормозной магистрали на определенную величину. Ясно, что режимы падения давления и темп его понижения при медленном, служебном и экстренном торможении значительно отличаются от стояночного режима, когда такое понижение связано с самопроизвольными утечками сжатого воздуха из тормозных цилиндров. Поэтому для расчета рациональных параметров винтовой пружины сжатия, обеспечивающих надёжное торможение подвижного состава в случае истощения тормоза, разработана методика, например, применительно к грузовому четырехосному полувагону грузоподъемностью 60 т, у которого нагрузка на ось составляет 20 т.
Расчёты показали, что при давлении сжатого воздуха 0,15 МПа (1,5 кг/см2) при уклоне 10 %о моменты на колесе вагона, создаваемые при возможном начале его самодвижения, и тормозные моменты со-
™ т = т = (1)
- ¡V ' ьь ьь р IV '
ь ь
ответственно равны Т1 = 0,16 т-м и Ттр = 0,35-0,45 = 0,16 т-м. Отсюда видно, что Т = Ттр и последующее снижение давления может привести к самодвижению вагона. Понятно, что пружина сжатия дополнительного цилиндра 19 (рисунок) должна развивать такое усилие, которое при давлении сжатого воздуха в его полости, несколько большем 1,5 кгс/см , переместило бы шток 14 по стрелке А, поджав колодки к колёсам. Поэтому в качестве дополнительного цилиндра 17 (рисунок) выбран цилиндр с площадью поршня 730 мм2. При давлении
0,15 МПа (1,5 кгс/см2) он разовьет усилие РуД = 1,5-730 = 1,1 т. Следовательно, пружина сжатия 19 должна развить усилие порядка 1,32 т (коэффициент запаса примем 1,2). Выбираем из справочника [3] пружину со следующими характеристиками: Бнар = 160 мм; Бср = 138 мм; диаметр прутка - 22 мм; шаг I = 44 мм; высота Нсв = 407 мм; материал - сталь 60С2 (ГОСТ 2590-51). Рабочее усилие пружины составляет 1,4 т. Рассчитаем численные значения нормальных и касательных напряжений, возникающих в витках такой пружины, по формулам (1):
аь = К
РБ
: 0,004
32-1320-13,8
= 1г РБ а = к'рш,
0,014
3,14- 2,23 32-1320-13,8
= 69,7 кг / см2 = 6,97МПа,
ть = ты = кр
ь
РБ
= 0,054
3,14 - 2,23 16-1320-13,8
244,1 кг / см2 = 24,4МПа,
3,14 - 2,23
= 470,7 кг / см2 = 47,07МПа.
где кьр, кр, кр при С = БМ = 138/22 ~6 и а = 150 (выбраны из табл. 4.5 [4]) соответственно равны 0,002, 0,014 и 0,054.
Заключение
В заключение следует отметить, что различные типы подвижного состава, как в нашей стране, так и за рубежом, могут быть снабжены описанным устройством с учетом его массовых и конструкционных характеристик. Используя методику расче-
Очевидно, что условие прочности для стали 60С2 (ГОСТ 2590-51), имеющей предел прочности оВ = 6760 кг/см2 = 676 МПа, выполнено.
та, представленную выше, можно рассчитать рациональные геометрические и кинематические параметры предложенного устройства, исключающие возможность самодвижения вагонов.
С учётом многообразия конструкций грузовых и пассажирских вагонов, применяемых на железнодорожном транспорте и в промышленности, а следовательно, и необходимости использования большого количества исходных данных для расчёта рациональных конструкционных параметров описанного устройства самоторможения подвижного состава разработана программа для ЭВМ на языке Delphi, позволяющая решать поставленные задачи.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Вагоны. Конструкция, теория и расчет / под ред. Л. А. Шадура. - М.: Транспорт, 1980 - 439 с.
2. Крылов, В. И. Тормоза локомотивов/ В.И. Крылов. - М.: Трансжелдориздат, 1963. - 461 с.
1. Cars. Design, Theory and Computation / under the editorship of L.A. Shadur. - M.: Transport, 1980 -pp.439.
2. Krylov, V.I., Locomotive Brakes / V.I. Krylov. -M.: Transzheldorinzdat, 1963. - pp. 461.
Сведения об авторах:
Сливинский Евгений Васильевич, д.т.н., профессор кафедры «Механика и технологические процессы» Елецкого государственного университета им. И.А. Бунина, тел.: 8-920-246-86-81.
Slivinsky Evgeny Vasilievich,D.Eng., Prof. of the Dep. "Mechanics and Engineering Processes" Bunin State University of Yelets, Phone: 8-920-246-86-81.
Результаты исследования переданы руководству Управления ЮВЖД в виде экспресс-отчёта по проведенной части указанной НИР и рекомендуются к использованию соответствующим НИИ, специализированным КБ и промышленным предприятиям, проектирующим и изготовляющим грузовой подвижной состав, как в нашей стране, так и за рубежом.
3. Заплетохин, В.А. Конструирование деталей механических устройств: справочник / В. А. Заплетохин. - Л.: Машиностроение, 1990. - 669 с.
4. Пономарев, С.Д. Расчёт упругих элементов машин и приборов/ С.Д. Пономарев, Л.Е. Андреева. - М.: Машиностроение, 1980. - 326 с.
3. Zapletokhin, V.A. Parts and Mechanical Devices Designing: Reference Book / V.A. Zapletokhin. -L.: Mechanical Engineering, 1990. - pp. 669.
4. Ponomaryov, S.D. Computation of Resilient Members of Machines and Devices/ S.D. Ponomaryov, L.E. Andreyeva. - М.: Mechanical Engineering, 1980. - pp. 326.
Статья поступила в редколлегию 18.01.2016.
Рецензент: д.т.н., профессор Московского государственного университета путей сообщения Петров Г.И.
Митина Татьяна Евгеньевна, соискатель Елецкого государственного университета им. И. А. Бунина, тел.: +7 (47467) 4-25-75.
Mitina Tatiana Evgenievna, Competitor of Bunin State University of Yelets, Phone: +7 (47467) 4-25-75.
