Курсовая работа: Проектирование тормозной схемы электровоза

Введение

Автоматические тормоза подвижного состава должны обеспечивать безопасность движения поездов, обладать высокой надежностью и безопасностью действия. Обеспечение этих условий позволяет повысить скорость движения и вес поездов, что приводит к увеличению провозной и пропускной способности железнодорожного транспорта.

Данный курсовой проект позволяет овладеть теоретическими и практическими знаниями проектирования автотормозной техники, изучить устройство и работу тормозных систем подвижного состава, ознакомиться с методами расчетов тормозного оборудования вагонов.

1. Задание на курсовой проект

Исходные данные для выполнения курсового проекта выбираются из табл. 1.1 и 1.2. Вариант задания принимается по двум последним цифрам шифра указанного в зачетной книжке.

Исходные данные для расчета колодочного тормоза вагона:

Тип вагона- рефрижераторный

Количество осей вагона-4

Тара вагона, т-32

Грузоподъемность, т-50

Тип колодок-композиционные.

Исходные данные для обеспеченности поезда тормозными средствами и оценки эффективности тормозной системы поезда:

4-осн. грузовые (брутто 88 т)-12

4-осн. рефрижераторные (брутто 84 т)-35

4-осн. грузовые (брутто 24 т)-24

Скорость, км/ч-90

Уклон пути (спуска), ‰-7

Тормозные колодки-чугунные

Локомотив-2ТЭ116.

2. Выбор схемы и приборов пневматической части тормоза вагона

На железнодорожном транспорте применяется автоматический пневматический тормоз. Автоматическими называются тормоза, которые при разрыве поезда или тормозной магистрали, а также при открытии стоп-крана из любого вагона автоматически приходят в действие вследствие снижения давления воздуха в магистрали. Данный вагон также оборудуется авторежимом. Схема тормозного оборудования представлена на рисунке 2.1.

Рисунок 2.1 - Схема тормозного оборудования вагона

Таблица 2.1 - Номенклатура тормозных приборов и арматуры пневматической части

3. Расчет давления воздуха в тормозном цилиндре, при торможении

Давление в тормозных цилиндрах при торможении зависит от типа воздухораспределителя, величины снижения давления в тормозной магистрали, режима торможения у грузовых воздухораспределителей и загрузки вагона при наличии авторежима.

Для воздухораспределителей грузового типа давление в тормозных цилиндрах при полном служебном и экстренном торможении зависит от установленного режима. При порожнем режиме – 0,14 ~ 0,16 МПа; при среднем – 0,28 ~ 0,33 МПа; при груженом – 0,39 ~ 0,43 МПа.

При ступенчатом торможении давление определяется из условия равновесия уравнительного поршня

Р_тц = (F_у ·Р_о + Р_у + Ж_у ·l_i )/ F_у ,(3.2)

где F_у – площадь уравнительного поршня, 20·10^-4 м² ;

Р_о – атмосферное давление, Па;

Р_у – усилие предварительного сжатия режимных пружин, 185 Н;

Ж_у – суммарная жесткость режимных пружин, на порожнем режиме Ж_у = 8400 Н/м, на среднем - Ж_у = 8400 ~ 0,5·32700 Н/м; на груженом – Ж_у = 8400 ~ 32700 Н/м;

l_i – перемещения уравнительного поршня после i–й ступени торможения, м; l_i = h_i – 0,0065;

h_i – перемещения главного поршня после i–й ступени торможения, м.

Условие равновесия главного поршня

р_{рк i} ·F_г = р_{зк i} ·(F_г – F_ш ) + Р_г + Ж_г h_i .(3.3)

Давление в рабочей камере после ступени торможения

р_{рк i} = (р_рк V_р )/(V_р + F_г h_i ),(3.4)

где р_{зк i} , р_{м i} – абсолютное давление в золотниковой камере и тормозной магистрали при i-й ступени торможения, Па;

F_г – площадь главного поршня, 95·10^-3 , м² ;

F_ш – площадь штока главного поршня, 4,15·10^-4 , м² ;

Р_г – усилие предварительного сжатия пружины главного поршня, 200 Н;

Ж_г – жесткость пружины главного поршня, 28000 Н/м;

V_р – объем рабочей камеры, 6·10^-3 м³ ;

р_рк – абсолютное зарядное давление рабочей камеры, Па, р_рк = р_м ;

р_{зк i} = р_{м i .}

В результате совместного решения уравнений (3.3) и (3.4) получается квадратное уравнение относительно h_i .

Аh_i ² + Вh_i + C = 0,(3.5)

А = Ж_г ·F_г ,(3.6)

В = Ж_г ·V_р + F_г ·р_{м i} (F_г – F_ш ) + Р_г ·F_г ,(3.7)

С = V_р [(F_г – F_ш )р_{м i} + Р_г - F_г ·р_м ].(3.8)

Таблица 3.1 – Расчет давлений в тормозном цилиндре при ступенях торможений и полном служебном

Наличие на вагоне авторежима устанавливает зависимость давления воздуха в тормозном цилиндре от загрузки вагона, которая выражается формулой

где f_пр – величина предварительного подъема опорной плиты, м;

где f_i – величина статического прогиба рессор, м;

Р_цп – давление в тормозном цилиндре порожнего вагона, МПа;

f_i = 0,01 Q f_o Q_i ,(3.11)

f_o – гибкость центрального рессорного подвешивания вагона, 0,0006225 м/т;

Q_i – загрузка вагона в процентном соотношении от полной;

Q – грузоподъемность вагона, т;

Р_вр – давление на выходе из воздухораспределителя при полном служебном торможении, МПа.

Результаты расчета представлены в таблице 3.2.

Таблица 3.2 – Расчет давлений в тормозном цилиндре при наличии авторежима

Принимаем максимальное давление Р^м _тц = 0,43МПа.

4. Качественная оценка правильности выбора воздушной части тормоза

На основании закона Бойля – Мариотта состояние сжатого воздуха в выбранных емкостях воздушной части тормозной системы до торможения и при торможении аналитически выражается равенством

Р_з V_зр + Р_о V_о = Р_зр V_зр + Р^м _тц (V_о + πd² _тц L/4) ,(4.12)

где Р_з – максимальное абсолютное зарядное давление воздухопроводной магистрали, МПа;

V_зр – объем запасного резервуара, м³ ;

V_о – объем вредного пространства тормозного цилиндра,м³ ;

Р_зр – абсолютное давление воздуха в запасном резервуаре при торможении, МПа;

Р^м _тц – максимальное абсолютное давление воздуха в тормозном цилиндре, МПа;

d_тц – диаметр тормозного цилиндра, м;

L – допустимый ход поршня тормозного цилиндра при торможении, м.

Качественная оценка правильности выбора воздушной части в грузовых поездах производится по условию их неистощимости

Р_зр ≥ Р_з – ΔР_тм ,(4.13)

где ΔР_тм = 0,15 МПа – разрядка тормозной магистрали при полном служебном торможении.

0,59 > 0,7 – 0,15 = 0,55.

Так как условие выполняется, то делаем вывод о неистощимости пневматического тормоза.

5. Выбор схемы тормозной рычажной передачи

Рисунок 5.1 – Схема рычажной передачи 8^ми -осного грузового вагона: 1 - Горизонтальный рычаг; 2 - Затяжка горизонтальных рычагов; 3 – Тяги; 4 - Горизонтальный балансир; 5 - Вертикальный рычаг; 6 - Затяжка вертикальных рычагов; 7 – Траверса; 8 – Подвески башмака

В рефрижераторных вагонах применяется колодочный тормоз с двухсторонним нажатием. Данная схема эффективна при скоростях движения до 160 км/ч. При более высоких скоростях схема неэффективна. Основным ее недостатком является интенсивный износ колесных пар по профилю катания, а также навары при торможении.

6. Определение допускаемого нажатия тормозной колодки

С целью создания эффективной тормозной системы величина нажатия тормозной колодки на колесо должна обеспечивать реализацию максимальной тормозной силы. Вместе с тем необходимо исключить возможность появления юза при торможении. При условиях сухих и чистых рельсов это положение для колодочного тормоза аналитически выражается уравнением

К·φ_к = 0,9·Р_к ·ψ_к ,(6.1)

где К – допускаемая сила нажатия колодки на колесо, кН;

φ_к -коэффициент трения тормозной колодки;

0,9 - коэффициент разгрузки задней колесной пары;

Р_{к -} статическая нагрузка на колесо, отнесенная к одной тормозной колодке, кН;

ψ_к - коэффициент сцепления колеса с рельсом при торможении.

Значения коэффициента трения для стандартных чугунных колодок определяются по следующей эмпирической формуле

где V – расчетная скорость движения поезда, исключающая появление юза, м/с. Для композиционных колодок принимаем V=28 м/с.

Коэффициент сцепления зависит от состояния поверхности рельсов и колес, от нагрузки колеса на рельс и скорости движения. Для его определения можно воспользоваться расчетной формулой

ψ_к = [0,17 – 0,00015 (q – 50)]·ψ(V),(6.3)

где q - статическая осевая нагрузка, кН;

ψ(V) - функция скорости, значение которой в зависимости от типа подвижного состава находят по графику [1].

Статическая осевая нагрузка определяется

q = (T + Q)/m,(6.4)

где T,Q - тара и грузоподъемность вагона, кН;

m - число осей вагона.

Статическая нагрузка на колесо

Р_к = (T + Q)/m_в ,(6.5)

где m_в – число тормозных колодок на вагоне

Р_к = (32 + 50)/16 = 51,25 кН,

q = (32 + 50)/4 = 205 кН,

ψ(V) = 0,54

ψ_к = [0,17 – 0,00015 (205 – 50)]·0,54 = 0,08

Из (6.14) находим

φ_к = 0,9·51,25·0,08/К = 3,64/К

Решая полученное выражение совместно с (6.5) получим

К = 5 кН.

Полученную допускаемую силу нажатия тормозной колодки проверяем исходя из требований теплового режима трущихся пар

К/F_k <= [ΔР_у ],(6.6)

где F_k - номинальная площадь трения тормозной колодки, м² ;

[ΔР_у ] - допустимое удельное давление на тормозную колодку, кН/м² ;

5/0,029 = 172 кН/м₂ < 900 кН/м²

К_доп = [ΔР_у ]·F_к (6.20)

К_доп = 900·0,029 = 26,1 кН.

7. Расчет передаточного числа рычажной передачи вагона

Передаточным числом рычажной передачи называется отношение теоретической величины суммы сил нажатия тормозных колодок вагона к силе давления сжатого воздуха на поршень тормозного цилиндра

n = (K_доп ·m_в )/(Р_шт ·η_рп ),(7.1)

где Р_шт - усилие по штоку тормозного цилиндра, кН;

η_рп -КПД рычажной передачи, принимаем 0,80.

Величина усилий по штоку тормозного цилиндра определяется

Р_шт = πd² _тц P_тц ·η_тц /4 – (F₁ + F₂ + L_шт ·Ж),(7.2)

где η_тц - коэффициент, учитывающий потери на трение поршня о стенки тормозного цилиндра, который равен 0,98;

F₁ - усилие оттормаживающей пружины в отпущенном состоянии, 1500-1590 Н, принимаем 1580 Н;

F₂ - усилие пружины бескулисного автоматического регулятора рычажной передачи, приведенное к штоку тормозного цилиндра, которое принимается равным 300 - 1500 Н при рычажном приводе и 2000 – 2500 Н при стержневом;

Ж - жесткость отпускаемой пружины тормозного цилиндра, 6540 Н/м.

Р_шт = 3,14·0,356² ·0,43·10⁶ ·0,98 /4 – (1545 + 1000 + 0,175·6540) = 20 кН

n = (26,1·16)/(0,95·20) = 23,5

8. Определение размеров плеч рычагов рычажной передачи

Для принятой схемы рычажной передачи передаточное число определяется из соотношения ведущих и ведомых плеч рычагов

n = m·(а·б/в·г)cosα, (8.1)

где α - угол действия силы нажатия тормозной колодки на колесо, принимается равным 10^о .

а, б, в, г - размеры плеч рычагов, в = г = 230 мм, а + б = 650 мм.

23,5 = 8а/(650 –а)·(230/230)·0,985

а = 487 мм б = 163 мм

Рисунок 8.1 – Схема рычажного привода авторегулятора

Расстояние между упором привода и корпусом регулятора

А = n·к·(б-с/d-c) – m_г (8.2)

где к – величина зазора между колесом и колодкой, к = 0,01м;

m_г – величина конструктивных зазоров между деталями рычажной передачи,

m_г = 0,009 м.

Размер с определяется из соотношения

F₂ = (F_p + Ж_р ·L_p )·(б/а – с/а·(l + d)/а)(8.3)

где F₂ - усилие предварительного натяга пружины авторегулятора, Н

(F_p = 2000 Н);

Ж_р - жесткость пружины регулятора, Н/м (Ж_р = 1500 Н/м);

L_р - величина сжатия пружины регулятора при торможении, м

(для 8^ми -осных вагонов при чугунных колодках L_р = 0,015 м);

а, б, с, d, l – размеры плеч горизонтального рычага и рычажного привода регулятора, м.

1000 = (2000 + 1500·0,015)·(0,163/0,487 – (с/0,487)·(0,65/0,487)),

с = 0,055 м = 55 мм ,

d = 542 мм ,

l = 108 мм.

А = 23,5·0,01·(0,163 – 0,055)/(0,542 + 0,055) – 0,009 = 34 мм

9. Определение размеров поперечных сечений элементов рычажной передачи

Усилие на штоке поршня тормозного цилиндра определяется

Р_шт = πd² _тц P_тц ·η_тц /4 – (F₁ + L_шт ·Ж),(9.1)

Р_шт = 19,7 кН

Определяем силы действующие на рычажную передачу

Р_шт = Р₁ ,

Р₂ = Р₁ (а +б) /б = 19,7·(487 + 163)/163 = 78,6 кН(2.27)

Р₃ = Р₁ (а / б) = 19,7 (487 / 163) = 58,9 кН, (9.2)

Р₄ = Р₃ (m / 2m) = 29,45 кН(9.3)

Р₅ = Р₄ (в + г / г) = 58,9 кН(9.4)

Р₆ = Р₄ = 29,45 кН(9.5)

Определив значения сил, действующих на шарнирные соединения, рассчитываем валики на изгиб.

Валики шарнирных соединений рычажной передачи рассчитываем на изгиб по формуле

σ = P₁ /(0,4·d³ ·10³ )·(b – a/2) < [σ] ,(9.6)

где Р – расчетная нагрузка на валик, кН;

d – диаметр валика, м. Принимаем d = 0,04 м;

b – расстояние между серединами опор, м;

а – длина поверхности передающей нагрузку, м;

[σ] – допускаемые напряжения при изгибе, МПа. Все детали тормозной рычажной передачи изготовлены из стали 5, принимаем по [1] (табл. 9.1)

[σ] = 160 МПа.

Рисунок 9.1 – Расчетная схема шарнирного соединения

b = а + 15 = 25 + 15 = 40 мм.(9.7)

σ = 57/(0,4·0,04³ ·10³ )·(0,04 – 0,025/2) = 61 МПа < [σ]

Условие выполняется, прочность валика на изгиб обеспечена.

Тяги рычажной передачи рассчитываются на растяжение.

[σ] = P₂ ·4/(π·d² _т ·10³ ) < [σ], (9.8)

где Р – усилие передаваемое на тягу, кН;

d_т – диаметр тяги, м. Принимаем d_т = 0,022 м.

[σ] = 57·4/(3,14·0,022² ·10³ ) = 150 МПа< [σ]

Условие выполнено, прочность тяги обеспечена.

Проушины тяги рассчитываются на смятие и срез. Напряжение смятия и среза определяется по формуле

σ _см = 4·Р₃ /(π·t·d₁ ·10³ ) < [σ _см ],(9.9)

τ_ср = Р₃ /(2·t·h·10³ ) < [τ_ср ](9.10)

где Р – усилие смятия (среза) действующее на проушину, кН;

t – толщина проушины, м;

d₁ – диаметр отверстия проушины, м;

h – высота сечения проушины по линии среза, м; принимаем

h = R – d₁ /2(9.11)

где R – радиус наружного очертания пружины, м.

Принимаем t = 0,015 м; d₁ = 0,04 м; R = 0,0375 м; [σ _см ] = 170МПа; [τ_ср ] = 95 МПа.

h = 0,0375 – 0,04/2 = 0,0175 м

σ _см = 4·28,5/(3,14·0,015·0,04·10³ ) = 62 МПа < [σ _см ],

τ_ср = 28,5/(2·0,015·0,0175·10³ ) = 55 МПа < [τ_ср ].

Условия выполнены, прочность проушины обеспечена.

Рычаги также рассчитываем на изгиб. Напряжения при изгибе определяются по формуле

σ _изг = М_и /W_x < [σ _изг ],(9.12)

где М_и – изгибающий момент в сечении среднего шарнира рычага, Н·м;

W_x – момент сопротивления сечения, м³ .

Рисунок 9.2 – Горизонтальный рычаг

W_x = 2·h/6·H·(H³ – d³ ) ,(9.13)

где Н – ширина рычага, Н = 0,18 м;

d – диаметр валика, d = 0,04 м;

h – толщина рычага, h = 0,015 м.

W_x = 2·0,015/6·0,18·(0,18³ – 0,04³ ) = 1,6·10^-4 м ³ .

Изгибающий момент в сечении среднего шарнира рычага определяется по формуле

М_и = Р_шт ·а = 57·0,251 = 14,3 кН·м, (9.14)

σ _изг = 14,3/1,6·10^-4 = 89 МПа < [σ _изг ] = 160 МПа.

Прочность рычага обеспечена.

Рассчитываем вертикальный рычаг на изгиб

Рисунок 9.3 – Вертикальный рычаг

По формуле (9.32) определяем момент сопротивления сечения

W_x = 2·0,015/6·0,16·(0,16³ – 0,04³ ) = 1,26·10^-4 м³ .

Находим изгибающий момент

М_и = Р_шт ·b = 57·0,249 = 14 кН·м ,(9.15)

σ _изг = 14/1,26·10^-4 = 111 МПа < [σ _изг ] = 160 МПа.

Прочность вертикального рычага на изгиб обеспечена.

Затяжка горизонтальных рычагов проектируется из условия ее вписывания в габаритные размеры тормозного цилиндра.

Рисунок 9.4 – Схема вписывания затяжки горизонтальных рычагов в габариты тормозного цилиндра

Зазор х, обозначенный на рисунке 9.7, находится

х = 251 – (200 + 50) = 1 мм.

Свободное вписывание затяжки обеспечено.

Так как данная затяжка выполнена без изгиба, то расчет производится только на сжатие. Напряжение при сжатии

σ_сж = Р₁ /(Н·h) ,(9.16)

где Н – ширина затяжки, м;

h – толщина затяжки, м;

Р – сила, действующая на затяжку, Н;

σ_сж = 57/(0,1·0,025) = 23 МПа < [σ_сж ] = 160 МПа.

Прочность затяжки горизонтальных рычагов обеспечена.

10. Расчет обеспеченности поезда тормозными средствами

Все поезда, отправляемые со станции, должны быть обеспеченны тормозами с гарантированным нажатием тормозных колодок в соответствии с нормативами по тормозам, утвержденным МПС.

Потребное нажатие тормозных колодок для заданного поезда определяется по формуле

ΣК_р = ΣQ/100·N(10.1)

где ΣQ – вес состава поезда, тс;

N – единое наименьшее тормозное нажатие, тс; N = 33 тс.

ΣК_р = 3440/100·33 = 1135,2 тс.

Расчетное фактическое тормозное нажатие колодок заданного поезда определяется

ΣК_рф = Σn_j ·m_j ·K_pj ,(10.2)

где n_j – число единиц подвижного состава;

m_j – осность единицы подвижного состава;

K_pj – расчетное нажатие тормозных колодок на ось вагонов или локомотивов данного типа, тс; для локомотива K_pj = 12 тс, для грузового вагона с чугунными колодками на груженном режиме K_pj = 7,0 тс, на порожнем K_pj = 3,5 тс, для вагонов рефрижераторного подвижного состава с чугунными колодками на груженом режиме K_pj = 9,0 тс.

ΣК_рф = 35·4·7 + 15·4·9 = 1400 тс

Поезд считается обеспеченным тормозами, если выполняется условие

ΣК_р < ΣК_рф ,(10.3)

1135,2 < 1400

Так как условие выполняется, то считаем что поезд обеспечен тормозами.

Расчетный коэффициент силы нажатия тормозных колодок определяется по формуле

δ_р = ΣК_рф / ΣQ,(10.4)

δ_р = 1400/3440 = 0,41

11. Определение тормозного пути, замедлений и времени торможения

Полный расчетный тормозной путь определяется по формуле

S_т = S_п + S_д ,(11.1)

где S_п – подготовленный (предтормозной путь);

S_д – действительный тормозной путь.

Подготовительный путь, м, определяется

S_п = V_H ·t_п ,(11.2)

где V_H – скорость движения в начале торможения, м/с;

t_п – время подготовки тормозов к действию, с.

Время подготовки автотормозов, с, определяется следующим образом.

t_п = 10 + 15 (± i)/b_т ,(11.3)

где i - уклон пути, i = - 7‰, знак ''-'' – означает, что расчет ведется на спуске;

b_т – удельная тормозная сила, Н/кН.

b_т = 1000·φ_кр ·δ_р ,(11.4)

где φ_кр – расчетный коэффициент трения тормозных колодок;

δ_р - расчетный коэффициент силы нажатия тормозных колодок поезда.

Расчетный коэффициент трения тормозных колодок

φ_кр = 0,27·(3,6V + 100)/(18V + 100)(11.5)

Действительный тормозной путь, м, определяется по формуле

где к – число интервалов скоростей;

ω – основное удельное сопротивление движению, Н/кН, b_т и ω рассчитываются при средней скорости интервала, интервал 2 м/с.

V_ср = (V_H + V_H+1 )/2,(11.6)

Основное удельное сопротивление определяем для грузовых вагонов

ω = 0,7 + (3 + 0,36V + 0,0324V² )/0,1q ,(11.7)

где q – осевая нагрузка, кН, q = 245 кН;

V – средняя скорость в интервале, м/с

Расчеты сводим в таблицу 11.3

Замедление движения поезда определяется по формуле

а_i = (V² _н – V² _н+1 )/(2·ΔS_д ) ,(11.8)

Время торможения определяется по формуле

t = t_п + Σt_i ,(11.9)

где t_i – время торможения в расчетном интервале, с.

t_i = (V_н – V_{н +1} )/a_i ,(11.10)

Расчеты замедлений движения поезда и времени торможения представлены в таблице 11.1.

Таблица 11.1 – Расчет тормозного пути

Таблица 11.2 – Расчет замедлений и времени торможения

Заключение

В данном курсовом проекте были спроектированы воздушная часть тормозной системы вагона и механическая часть колодочного тормоза. Причем основная часть деталей и приборов принята типовой, что значительно снижает их себестоимость.

Так же была произведена оценка обеспеченности поезда тормозными средствами и проверка эффективности тормозной системы поезда.