Реферат: Проектирование восьмиосной цистерны модели 15-1500 
Другой узел – «мертвая» точка 4
передачи, образованной шарнирным закреплением в верхней части кронштейна 10
балки тылового рычага тормозного цилиндра 1, находится внутри полости хребтовой
балки 12 опоры котла цистерны 2.
Ограничительной особенностью унифицированной
рычажной передачи является размещение по продольной оси симметрии вагона тяг 18
и 20, соответственно внутренней и наружной двухосных тележек, а также распорной
тяги 5 рычагов тормозного цилиндра, с которой последовательно жестко соединена
установка регулятора передачи 21. Причем тяга тележки 7 находится
непосредственно по распорной тягой 5. Головной рычаг 3 тормозного цилиндра 1 и
разноплечный балансир 8 располагаются в горизонтальной плоскости и на одном
уровне, а тыловой рычаг помещен в вертикальной плоскости и закреплен своей
верхней частью на кронштейне 10 соединительной балки 11. Тормозной цилиндр 1
практически установлен под котлом цистерны 2 вблизи крайней внутренней колесной
пары.
Для возможности шарнирного соединения
тяги тележки с балансиром 8, головки которых находятся во взаимно
перпендикулярных плоскостях, применен специальный переходник, представляющий
собой своеобразную угловую серьгу 9.
Кронштейн для подвески тылового
рычага, состоящий из двух симметричных частей, был размещен и приварен сверху с
каждой стороны продольного технологического окна на соединительной балке 11 с
удалением от центра подпятника на 0,46м. При этом обнаружились существенные
недостатки конструкции кронштейна. Габаритные размеры его по высоте и ширине (с
учетом ширины технологического окна балки) составили соответственно 0,335 и
0,29м. На основании же исследований, из условия прохождения вагоном сортировочной
горки и кривой с радиусом до 60м, допускаемая высота кронштейна должна быть не
менее 0,346мм, а ширина в сборе с рычагом и валиком шарнира кронштейна – менее
0,2м [3]. Практически неизменная ширина кронштейна по всей его высоте
усложняет постановку валика в отверстии кронштейна при не выкаченной из-под
вагона тележки и требует в этом случае обязательного выполнения окна в стенке
хребтовой балки опоры котла.
Поэтом была изготовлена новая
конструкции кронштейна с изменяемой по высоте шириной, максимальная величина
которой значительно ниже 0,2м. Можно отметить, что кронштейн, с подвешенным
тыловым рычагом, установлен с большим запасом по отношению к стенке и потолку
хребтовой балки опоры котла. При прохождении вагоном сортировочной горки
смещение в вертикальной плоскости кронштейна не превышает 0,037м, а образовавшийся
после установки кронштейна зазор превышает возможное смещение.
Обеспечение вагона тормозными
средствами характеризуется следующими подсчитываемыми величинами коэффициентов
расчетного нажатия тормозных колодок [3];
Для чугунных тормозных колодок:
на груженом режиме δр
=0,33;
на порожнем режиме δр
=0,61.
Для композиционных тормозных колодок:
на среднем режиме δр
=0,16;
на порожнем режиме δр
=0,32.
Расчетная величина выхода штока
тормозного цилиндра с учетом свободного зазора между колесами и колодками 5-8мм
и упругими деформациями элементов рычажной передачи соответствовала
установленным нормами величинам и составляла 91-120мм при чугунных и 47-64мм
при композиционных колодках [4].
При проверке автотормоза на
отсутствие юза колесной пары в процессе торможения, полученные расчетные
коэффициенты сцепления не превышали допускаемые значения.
Полученные расчетные характеристики
позволили обоснованно сделать заключение, что тормозная система с
унифицированным раздельным приводом на четырехосные тележки отвечает
требованиям МПС и обеспечивает необходимые нажатия тормозных колодок и достаточную
эффективность на всех режимах торможения.
3.3.
Анализ схем
пневматической части автотормоза
Принимая за основу тормозную систему
с индивидуальным приводом на каждую четырехосную тележку, была рассмотрена
только механическая часть. Однако использование на вагоне этой схемы
автотормоза приводит к увеличению числа тормозных цилиндров и, в принципе, к
видоизменению пневматической части по сравнению с типовой системой. При этом
имеется ряд предложений, связанных с выбором принципиальной схемы
пневматической части при проектировании автотормоза.
Потребность в разработке новых схем
возникла в результате следующего. Установленный в системе автотормоза с
индивидуальным приводом объем запасного резервуара, равный 0,16 м3
позволяет обеспечить нормативные давления в тормозном цилиндре во всем диапазоне
зарядных давлений и эксплуатации выхода штока только для среднего режима воздухораспределителя.
Использование же груженого режима приводит к сужению некоторых величин, то есть
области допустимого варьирования в эксплуатации. Так, при максимальном выходе
штока 0,175м, конечные нормативные давления обеспечиваются при данном объеме
запасного резервуара лишь для зарядного давления не ниже 0,53Мпа. Уменьшение
зарядного давления до 0,45Мпа, минимально допустимое в хвосте длинно составного
поезда, при управлении с головы состава, по условию обеспечения конечных
давлений требует повышение объема запасного резервуара свыше 0,3 м3.
Это в свою очередь приведет к увеличению времени его зарядки и расходу сжатого
воздуха, что замедлит зарядные процессы в поезде и приведет к повышению затрат
при эксплуатации системы. В месте с этим, увеличение количества тормозных
цилиндров, а по существу, питаемого из запасного резервуара выходного объема,
привело к увеличению времени их заполнения, которое для среднего режима
воздухораспределителя и выхода штока 0,1м составляет 20сек, а для грузового режима
и того же выхода штока – 40сек.
На основе рекомендаций по времени
торможения можно дать заключение, что груженый режим в пневматической части с
одним воздухораспределителем не приемлем по условию динамических характеристик
схемы при торможении [5]. Кроме того, значительное влияние выхода штока на
время наполнения тормозных цилиндров обуславливаем уменьшение эффективности автотормоза
при увеличении последнего. Поэтому в существующей пневматической схеме было
введено дополнительное устройство – реле давления (Р.Д).
В качестве основных вариантов
пневматических схем с Р.Д. были рассмотрены следующие:
1)
схема,
использующая принципы раздельного наполнения двух тормозных цилиндров по двум
ветвям. Первая ветвь включает в себя воздухораспределитель, а вторая – реле давления.
При этом, управляющий сигнал в камеру реле давления поступает от
воздухораспределителя через тормозной цилиндр первой ветви (рис.3.4.);
2)
схема,
использующая принцип наполнения тормозного цилиндра, минуя
воздухораспределитель, через реле давления. Здесь воздухораспределитель
используется для управления (рис.3.5.)
Результаты экспериментальных
исследований [5] эффективности автотормоза с индивидуальным приводом показали,
что для чугунных колодок и груженого режима воздухораспределителя при скорости
90км/ч полученные тормозные пути выше нормируемых значений. Вместе с этим,
превышение нормативных величин тормозного пути для схемы без реле давления
наблюдалось практически во всем диапазоне скоростей. А для схемы с Р.Д. и управляющим
объемом незначительные превышения наблюдались только в диапазоне скоростей от
90 до 100 км/ч.
Для композиционных колодок и среднего
режима воздухораспределителя схемы имеют запас по эффективности. При этом для
схемы без Р.Д. запас составляет 156-176м, а для скорости 20 км/ч наблюдалось
превышение нормативного пути на 38м. Лучшие показатели оказались у схемы с Р.Д.
и управляющим объемом. Запас при скорости движения 98 км/ч составляет 43м. Это
свидетельствует о более высокой эффективности автотормоза, оборудованного пневматической
частью Р.Д. и управляющим объемом (У.О.). Выход штока для схемы с одним
воздухораспределителем на композиционных колодках устанавливается 0,1м. Увеличение
выхода штока у данной схемы приводит к снижению эффективности автотормоза в
целом [5]. Наоборот, для схемы с Р.Д. и У.О., наблюдаемые тормозные пути
стабильны во всем установленном диапазоне выхода штока (до 0,15м). В целом
экспериментальные исследования свидетельствуют о более высокой и стабильной
эффективности схемы с Р.Д. и У.О. для всего диапазона эксплуатационного выхода
штока.
Существующие недостатки схемы без
Р.Д. проявляются в случае использования груженого режима воздухораспределителя,
что подтверждает вывод о запрещении использования этого режима на данной схеме.
Использование этого режима приводит к наиболее равномерным, в сравнении с
другими схемами, процесса торможения. Вместе с этим, определенным недостатком является
реализация увеличенного в сравнении с другими схемами времени торможения в
составе на этом режиме воздухораспределителя. Это влияет на снижение эффективности
автотормоза и ее сохранение требует обеспечение повышенных нажатий тормозной
колодки на колесо, за счет увеличенного передаточного числа тормозной рычажной
передачи.
На основании всесторонних
исследований характеристик пневматической части даны рекомендации,
заключающиеся в том, что схема с одним воздухораспределителем может быть
использована на восьмиосных цистернах с нагрузкой на ось не выше 220 кН.
Ограничением является использование груженого режима. В качестве более
перспективной, при повышении давления на ось, предлагается схема с реле
давления.
Однако, выбор пневматической части
автотормоза неразрывно связан с характеристиками механической части, поэтому
лучшим вариантом является подвод тормозной рычажной передачи наружной двухосной
тележки к тормозному цилиндру с внутренней стороны этой тележки.
4. Расчет котла цистерны
В приближенном методе расчета котла
цистерны безрамной конструкции от действия внешних сил, согласно [4],
рассматривается расчетная схема, приведенная на рисунке 4.1.
 (4.1)
где q – равномерно распределенная
нагрузка, кГ/м;
Рст
– сила тяжести груза, Рст =120·103 кГ;
Тк
– собственная сила тяжести кузова, кГ;
2Lк – длина кузова вагона, 2Lк =19,632 м.
 (4.2)
где Т – тара вагона,
Т=50·103 кГ;
nт – масса тележки модели 18-100, nт = 4,5·103 кГ;
nа – масса автосцепного оборудования, nа =1,5т кГ;
nторм – масса тормозного оборудования, nторм =0,5 ·103 кГ.
где R– реакция в опоре, действующая на
пятник кузова со стороны подпятника тележки, кГ.
где М1–
изгибающий момент от равномерно распределенной нагрузки, кГ·м;
nк – длина консоли кузова, nк =3,1 м.
где М2–
изгибающий момент от равномерно распределенной нагрузки в середине кузова, кГ·м;
L – половина базы
вагона, L =9,816 м.
 (4.6)
где МN– изгибающий момент от действия
продольной нагрузки N,
кГ·м;
Z – расстояние от
центра тяжести поперечного сечения кузова до линии действия продольных сил N, Z =1,871 м.
Давление паров жидкости
внутри котла Рп принимают 0,15 Мпа или 1,5 кГ/см2.
 (4.7)
где Nи– сила, создающая гидравлический удар
в зоне днища, кГ;
N – продольная
сила, приложенная по оси автосцепки в соответствии с расчетным режимом, для
3-го расчетного режима N =
250·103 кГ;
тж – масса жидкости, тж = 120·103 кГ;
тбр – масса брутто цистерны, кГ.
 (4.8)
где Р – грузоподъемность
цистерны, Р =126·103 кГ;
Т –
тара вагона, кГ;
 (4.9)
где Рид – давление от гидравлического удара
вблизи днища, Мпа;
Rв – внутренний радиус котла, Rв = 1,6 м.
 (4.10)
где Рд – суммарное расчетное давление вблизи днища, Мпа.
 (4.11)
где Р1 – суммарное расчетное давление над опорами, МПа.
Р3 = РП + 0,5Рид =0,15+0,5·0,212=0,256 МПа (4.12)
где Р3 – суммарное расчетное давление в середине котла
(сечение Ⅲ-Ⅲ), МПа.
 (4.13)
где N1.1 – горизонтальная сила, направленная
перпендикулярно к сечению Ⅰ-Ⅰ от действия внутреннего давления на площадь
вертикальной проекции днища, кГ.
 (4.14)
где σ1.1 – нормальные напряжения в сечении Ⅰ-Ⅰ
материала котла, кГ/см2;
h1 – средняя толщина котла (оболочки) в
сечении Ⅰ-Ⅰ, см.
 (4.15)
где N1.2 – нормальная сила, действующая на
верхнюю и нижнюю половины котла от действия внутреннего давления в сечении Ⅰ-Ⅰ, кГ.
 (4.16)
где σ1.1 – нормальные напряжения, вызванное
внутренним давлением над опорами котла в сечении Ⅰ-Ⅰ, МПа;
 (4.17)
где σ3.1 – напряжение на поперечных площадках в сечении Ⅲ-Ⅲ, МПа;
 (4.18)
где σ3.2 – напряжение на продольных площадках в сечении Ⅲ-Ⅲ, МПа;
h3 – средняя толщина оболочки котла в
сечении Ⅲ-Ⅲ, см.
 (4.19)
где W1 – момент сопротивления изгибу, см3;
F1 – площадь поперечного сечения
кузова, определяется с учетом рабочей части обшивки, см3.
 (4.20)
где R – наружный радиус обшивки котла, см;
r – внутренний радиус, см.
 (4.21)
где –
суммарные напряжения на продольных площадках для I расчетного режима, МПа.
Прочность материала котла
соблюдается, если выполняется условие (4.22).
 (4.22)
где [σ] – допускаемое напряжение материала кузова, Мпа.
 (4.23)
где σТ
– предел текучести материала, МПа.
Устойчивость оболочки котла от внешнего давления при
разряжении в котле соблюдается, если выполняется условие (4.24)
 (4.24)
где Рк – критическое давление, Мпа;
Рр - расчетное давление, Рр = 0,05 Мпа.
 (4.25)
где Е – модуль упругости, Е=2,1·106
кГ/см2;
2Lц - длина цилиндрической части котла, 2Lц =1963см;
h1 – средняя толщина оболочки котла, h1 =1,2 см.
 
 Так как 1,5 >
1,05 условие устойчивости оболочки котла от внешнего давления при разряжении в
котле соблюдается.
5. Расчет оси
колесной пары
Ось колесной
пары вагона работает в режиме знакопеременных деформаций. Число циклов
нагружения за срок службы весьма велико, а нагруженность носит вероятностный
характер. В последние годы условия работы вагонов становятся все более
тяжелыми, повышается скорость движения поездов, повышаются осевые нагрузки,
появляются новые конструкции тележек. Таким образом, расчет оси на усталостную
прочность производится по критериям теории вероятности и математической
статистики. Для этого необходимы кривые распределений амплитуд и напряжений, а
также функции статического распределения пределов выносливости оси в ее
расчетных сечениях.
Расчет производится с
учетом нестационарности режима нагружения оси колесной пары. Критерием оценки
прочности принимается величина коэффициента запаса прочности оси, но отношению
к ее пределу усталости. Схема приложения сил и опорных моментов к оси колесной
пары приведена на рис 5.1.
Схема
приложения сил и опорных моментов к оси колесной пары.
Страницы: 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7
|
