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
№ на рис.2.1
|
Наименование
|
Условный №
|
Количество
|
1
|
Главная часть воздухораспределителя
|
270-023
|
1
|
2
|
Двухкамерный резервуар
|
|
1
|
3
|
Магистральная часть
воздухораспределителя
|
483М-010
|
1
|
4
|
Кронштейн пылеловка
|
573
|
1
|
5
|
Концевые краны
|
190
|
2
|
6
|
Разобщительный кран
|
372
|
1
|
7
|
Запасной резервуар
|
Р10-100
|
1
|
8
|
Тормозной цилиндр
|
510Б
|
1
|
9
|
Авторежим
|
265А-1
|
1
|
10
|
Соединительные
рукава
|
Р17Б
(ГОСТ 1335-84)
|
2
|
11
|
Тормозная
магистраль
|
1¼''
|
1
|
|
|
|
|
|
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
Ртц = (Fу·Ро + Ру +
Жу·li)/ Fу,(3.2)
где Fу– площадь уравнительного поршня,
20·10-4 м2;
Ро– атмосферное
давление, Па;
Ру– усилие
предварительного сжатия режимных пружин, 185 Н;
Жу– суммарная
жесткость режимных пружин, на порожнем режиме Жу = 8400 Н/м, на
среднем - Жу = 8400 ~ 0,5·32700 Н/м; на груженом – Жу =
8400 ~ 32700 Н/м;
li – перемещения уравнительного
поршня после i–й ступени торможения, м; li = hi – 0,0065;
hi – перемещения главного поршня
после i–й ступени торможения, м.
Условие равновесия главного
поршня
рркi·Fг = рзкi·(Fг – Fш) + Рг + Жгhi.(3.3)
Давление в рабочей камере после
ступени торможения
рркi = (ррк Vр)/(Vр + Fгhi),(3.4)
где рзкi, рмi – абсолютное давление в
золотниковой камере и тормозной магистрали при i-й ступени торможения, Па;
Fг – площадь главного поршня, 95·10-3,
м2;
Fш – площадь штока главного поршня,
4,15·10-4, м2;
Рг – усилие
предварительного сжатия пружины главного поршня, 200 Н;
Жг – жесткость пружины
главного поршня, 28000 Н/м;
Vр – объем рабочей камеры, 6·10-3
м3;
ррк – абсолютное
зарядное давление рабочей камеры, Па, ррк = рм;
рзкi = рмi.
В результате совместного решения
уравнений (3.3) и (3.4) получается квадратное уравнение относительно hi.
Аhi2 + Вhi + C = 0,(3.5)
А = Жг·Fг,(3.6)
В = Жг·Vр + Fг·рмi(Fг – Fш) + Рг·Fг,(3.7)
С = Vр[(Fг – Fш)рмi + Рг - Fг·рм].(3.8)
Таблица 3.1 – Расчет давлений в
тормозном цилиндре при ступенях торможений и полном служебном
Δртм,
МПа
|
0,08
|
0,10
|
0,12
|
Полное
служебное торможение
|
Рстц,
МПа
|
0,22
|
0,27
|
0,32
|
Ртц,
МПа
|
0,43
|
Наличие на вагоне авторежима
устанавливает зависимость давления воздуха в тормозном цилиндре от загрузки
вагона, которая выражается формулой
где fпр – величина предварительного
подъема опорной плиты, м;
где fi – величина статического прогиба
рессор, м;
Рцп – давление в
тормозном цилиндре порожнего вагона, МПа;
fi = 0,01 Q
fo Qi ,(3.11)
fo – гибкость центрального
рессорного подвешивания вагона, 0,0006225 м/т;
Qi – загрузка вагона в процентном
соотношении от полной;
Q – грузоподъемность вагона, т;
Рвр – 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
Q,%
|
0
|
10
|
20
|
30
|
40
|
50
|
60
|
70
|
80
|
90
|
100
|
Pтц, МПа
|
0,269
|
0,289
|
0,309
|
0,330
|
0,352
|
0,375
|
0,400
|
0,43
|
0,43
|
0,43
|
0,43
|
Принимаем максимальное давление Рмтц
= 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
РзVзр + РоVо = РзрVзр + Рмтц (Vо + πd2тцL/4) ,(4.12)
где Рз – максимальное
абсолютное зарядное давление воздухопроводной магистрали, МПа;
Vзр – объем запасного резервуара, м3;
Vо – объем вредного пространства
тормозного цилиндра,м3;
Рзр – абсолютное
давление воздуха в запасном резервуаре при торможении, МПа;
Рмтц –
максимальное абсолютное давление воздуха в тормозном цилиндре, МПа;
dтц – 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
Рзр ≥ Рз
– ΔРтм ,(4.13)
где ΔРтм = 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 8ми-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·φк = 0,9·Рк·ψк
,(6.1)
где К – допускаемая сила нажатия
колодки на колесо, кН;
φк - коэффициент
трения тормозной колодки;
0,9 - коэффициент разгрузки
задней колесной пары;
Рк - статическая
нагрузка на колесо, отнесенная к одной тормозной колодке, кН;
ψк - 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
ψк = [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
Рк = (T + Q)/mв ,(6.5)
где mв – число тормозных колодок на
вагоне
Рк = (32 + 50)/16 =
51,25 кН,
q = (32 + 50)/4 = 205 кН,
ψ(V) = 0,54
ψк = [0,17 –
0,00015 (205 – 50)]·0,54 = 0,08
Из (6.14) находим
φк =
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/Fk <= [ΔРу],(6.6)
где Fk - номинальная площадь трения
тормозной колодки, м2;
[ΔРу] -
допустимое удельное давление на тормозную колодку, кН/м2;
5/0,029 = 172 кН/м2
< 900 кН/м2
Кдоп = [ΔРу]·Fк(6.20)
Кдоп = 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 = (Kдоп·mв)/(Ршт·ηрп),(7.1)
где Ршт - усилие по
штоку тормозного цилиндра, кН;
ηрп - КПД
рычажной передачи, принимаем 0,80.
Величина усилий по штоку
тормозного цилиндра определяется
Ршт = πd2тцPтц·ηтц /4 – (F1
+ F2 + Lшт·Ж),(7.2)
где ηтц -
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.
Ршт = 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 10о.
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) – mг(8.2)
где к – величина зазора между
колесом и колодкой, к = 0,01м;
mг – величина конструктивных зазоров
между деталями рычажной передачи,
mг = 0,009 м.
Размер с определяется из
соотношения
F2 = (Fp + Жр·Lp)·(б/а – с/а·(l + d)/а)(8.3)
где F2 - усилие предварительного натяга
пружины авторегулятора, Н
(Fp = 2000 Н);
Жр - жесткость пружины
регулятора, Н/м (Жр = 1500 Н/м);
Lр - величина сжатия пружины
регулятора при торможении, м
(для 8ми-осных вагонов
при чугунных колодках Lр = 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
Ршт = πd2тцPтц·ηтц /4 – (F1
+ Lшт·Ж),(9.1)
Ршт = 19,7 кН
Определяем силы действующие на
рычажную передачу
Ршт = 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·d2т·103) < [σ], (9.8)
где Р – усилие
передаваемое на тягу, кН;
dт – диаметр тяги, м. Принимаем dт = 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)
τср = Р3/(2·t·h·103) < [τср](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; [τср] =
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],
τср =
28,5/(2·0,015·0,0175·103) = 55 МПа < [τср].
Условия выполнены,
прочность проушины обеспечена.
Рычаги также рассчитываем
на изгиб. Напряжения при изгибе определяются по формуле
σ изг = Ми/Wx < [σ изг],(9.12)
где Ми –
изгибающий момент в сечении среднего шарнира рычага, Н·м;
Wx – момент сопротивления сечения, м3.
Рисунок 9.2 – Горизонтальный
рычаг
Wx = 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.
Wx = 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
Ми = Ршт·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
Wx = 2·0,015/6·0,16·(0,163 –
0,043) = 1,26·10-4 м3.
Находим изгибающий момент
Ми = Ршт·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
σсж = Р1/(Н·h) ,(9.16)
где Н – ширина затяжки,
м;
h – толщина затяжки, м;
Р – сила, действующая на
затяжку, Н;
σсж = 57/(0,1·0,025) = 23 МПа < [σсж] = 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
ΣКр =
ΣQ/100·N(10.1)
где ΣQ – вес состава поезда, тс;
N – единое наименьшее тормозное
нажатие, тс; N = 33 тс.
ΣКр =
3440/100·33 = 1135,2 тс.
Расчетное фактическое
тормозное нажатие колодок заданного поезда определяется
ΣКрф =
Σnj·mj·Kpj ,(10.2)
где nj – число единиц подвижного состава;
mj – осность единицы подвижного
состава;
Kpj – расчетное нажатие тормозных
колодок на ось вагонов или локомотивов данного типа, тс; для локомотива Kpj = 12 тс, для грузового вагона с
чугунными колодками на груженном режиме Kpj = 7,0 тс, на порожнем Kpj = 3,5 тс, для вагонов
рефрижераторного подвижного состава с чугунными колодками на груженом режиме Kpj = 9,0 тс.
ΣКрф =
35·4·7 + 15·4·9 = 1400 тс
Поезд считается
обеспеченным тормозами, если выполняется условие
ΣКр <
ΣКрф ,(10.3)
1135,2 < 1400
Так как условие
выполняется, то считаем что поезд обеспечен тормозами.
Расчетный коэффициент
силы нажатия тормозных колодок определяется по формуле
δр =
ΣКрф/ ΣQ,(10.4)
δр =
1400/3440 = 0,41
11. Определение тормозного пути, замедлений и
времени торможения
Полный расчетный
тормозной путь определяется по формуле
Sт = Sп + Sд ,(11.1)
где Sп – подготовленный (предтормозной путь);
Sд – действительный тормозной путь.
Подготовительный путь, м,
определяется
Sп = VH·tп ,(11.2)
где VH – скорость движения в начале
торможения, м/с;
tп – время подготовки тормозов к действию, с.
Время подготовки
автотормозов, с, определяется следующим образом.
tп = 10 + 15 (± i)/bт ,(11.3)
где i - уклон пути, i = - 7‰, знак ''-'' – означает, что
расчет ведется на спуске;
bт – удельная тормозная сила, Н/кН.
где φкр –
расчетный коэффициент трения тормозных колодок;
δр -
расчетный коэффициент силы нажатия тормозных колодок поезда.
Расчетный
коэффициент трения тормозных колодок
φкр =
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, bт и ω рассчитываются при средней скорости интервала,
интервал 2 м/с.
Vср = (VH + VH+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
аi = (V2н
– V2н+1)/(2·ΔSд) ,(11.8)
Время торможения определяется по
формуле
t = tп + Σti ,(11.9)
где ti – время торможения в расчетном
интервале, с.
ti
= (Vн – Vн+1)/ai ,(11.10)
Расчеты замедлений
движения поезда и времени торможения представлены в таблице 11.1.
Таблица 11.1 – Расчет
тормозного пути
Vн, м/с
|
φкр
|
bт, Н/кН
|
tн, с
|
Sп, м
|
Vср, м/с
|
φкр
|
bт, Н/кН
|
ω, Н/кН
|
Sд, м
|
ΔSд, м
|
Sт, м
|
22,00
|
0,10
|
41,95
|
4,50
|
98,93
|
23,00
|
0,10
|
41,29
|
1,86
|
125,48
|
15,64
|
224,41
|
20,00
|
0,10
|
43,41
|
4,58
|
91,63
|
21,00
|
0,10
|
42,65
|
1,71
|
109,83
|
15,23
|
201,46
|
18,00
|
0,10
|
45,13
|
4,67
|
84,12
|
19,00
|
0,10
|
44,23
|
1,58
|
94,61
|
14,71
|
178,73
|
16,00
|
0,11
|
47,16
|
4,77
|
76,38
|
17,00
|
0,11
|
46,10
|
1,45
|
79,90
|
14,08
|
156,27
|
14,00
|
0,12
|
49,61
|
4,88
|
68,37
|
15,00
|
0,11
|
48,32
|
1,34
|
65,82
|
13,33
|
134,18
|
12,00
|
0,12
|
52,61
|
5,00
|
60,05
|
13,00
|
0,12
|
51,03
|
1,24
|
52,49
|
12,43
|
112,54
|
10,00
|
0,13
|
56,39
|
5,14
|
51,38
|
11,00
|
0,13
|
54,39
|
1,14
|
40,06
|
11,38
|
91,44
|
8,00
|
0,14
|
61,29
|
5,29
|
42,29
|
9,00
|
0,14
|
58,67
|
1,06
|
28,67
|
10,15
|
70,97
|
6,00
|
0,16
|
67,87
|
5,45
|
32,72
|
7,00
|
0,15
|
64,32
|
0,99
|
18,52
|
8,71
|
51,24
|
4,00
|
0,18
|
77,22
|
5,64
|
22,56
|
5,00
|
0,17
|
72,10
|
0,93
|
9,81
|
7,02
|
32,37
|
2,00
|
0,21
|
91,51
|
5,85
|
11,71
|
3,00
|
0,19
|
83,53
|
0,88
|
2,79
|
1,79
|
14,50
|
0
|
0,27
|
116,10
|
6,10
|
-
|
1,00
|
0,24
|
101,93
|
0,84
|
1,00
|
1,00
|
1,00
|
Таблица 11.2 – Расчет замедлений
и времени торможения
Vн, м/с
|
аi, м/с2
|
ti, с
|
tп, с
|
Σti, с
|
t, с
|
22
|
2,69
|
0,74
|
4,50
|
15,43
|
19,92
|
20
|
2,50
|
0,80
|
4,58
|
14,68
|
19,26
|
18
|
2,31
|
0,87
|
4,67
|
13,88
|
18,55
|
16
|
2,13
|
0,94
|
4,77
|
13,02
|
17,79
|
14
|
1,95
|
1,03
|
4,88
|
12,08
|
16,96
|
12
|
1,77
|
1,13
|
5,00
|
11,05
|
16,06
|
10
|
1,58
|
1,26
|
5,14
|
9,92
|
15,06
|
8
|
1,38
|
1,45
|
5,29
|
8,66
|
13,94
|
6
|
1,15
|
1,74
|
5,45
|
7,21
|
12,66
|
4
|
0,85
|
2,34
|
5,64
|
5,46
|
11,10
|
2
|
1,12
|
1,79
|
5,85
|
3,12
|
8,98
|
0
|
1,50
|
1,33
|
6,10
|
1,33
|
7,43
|
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.