Содержание к диссертации
Введение
1 Обоснование актуальности задачи и направлений исследований 9
1.1 Перспективы развития и требования к тормозным системам современного подвижного состава .9
1.2 Анализ научных исследований в области совершенствования дискового тормоза для железнодорожного транспорта 11
1.3 Анализ современных конструкций тормозных блоков дискового тормоза для железнодорожного транспорта 18
Выводы по главе 1 .25
2 Теоретическое обоснование рациональной структуры механизма блока дискового тормоза .26
2.1 Обоснование рациональной структуры плоского клещевого механизма из условий обеспечения равномерного износа фрикционных накладок 31
2.2 Обоснование рациональной структуры плоского клещевого механизма на основе качественного анализа влияния подвижностей колесной пары на кинематику механизма .36
2.3 Разработка и обоснование рациональной структуры клещевого механизма на основе количественной оценки влияния подвижностей колесной пары на кинематику механизма .47
2.4 Разработка и обоснование рациональной структуры пространственного клещевого механизма с точки зрения технологичности его конструкции .61
Выводы по главе 2 .73
3 Обоснование и количественная оценка параметров механизма блока дискового тормоза .74
3.1 Разработка математической модели клещевого механизма тормозного блока 74
3.1.1 Определение положений звеньев механизма с учетом эксплуатационных условий .74
3.1.2 Определение силовых факторов в механизме 84
3.2 Количественная оценка и обоснование параметров клещевого механизма тормозного блока 3.2.1 Оценка величин углов поворота рычагов-клещей механизма с учетом
эксплуатационных условий .89
3.2.2 Оценка величины запаса резьбы регулятора зазора между накладками и диском 93
3.2.3 Оценка и анализ распределения сил в механизме .96
3.2.4 Оценка коэффициента полезного действия механизма .105
3.2.5 Оценка и анализ силовых факторов, воздействующих на детали механизма в процессе торможения 111
3.3 Оценка тепловой нагрузки деталей пары трения дискового тормоза 129
Выводы по главе 3 .136
4 Экспериментальные исследования дискового тормоза .139
4.1 Цель и задачи исследований 139
4.2 Объект и средства исследований .140
4.2.1 Объект исследований .140
4.2.2 Средства проведения исследований .144
4.3 Проведение и результаты исследований .150
4.3.1 Оценка зависимости силы нажатия накладок на диск от давления в тормозном цилиндре в статическом режиме 151
4.3.2 Оценка характера изменения силы нажатия накладок на диск в процессе торможения .154
4.3.3 Оценка фрикционно-износных свойств пары трения .158
4.3.4 Оценка нагрева тормозных дисков 181
Выводы по главе 4 .185
Заключение .187
Список литературы
- Анализ научных исследований в области совершенствования дискового тормоза для железнодорожного транспорта
- Обоснование рациональной структуры плоского клещевого механизма на основе качественного анализа влияния подвижностей колесной пары на кинематику механизма
- Определение силовых факторов в механизме
- Объект и средства исследований
Анализ научных исследований в области совершенствования дискового тормоза для железнодорожного транспорта
Основные данные о перспективах развития и о требованиях к тормозным системам современного подвижного состава изложены в документе «Стратегии развития железнодорожного транспорта в Российской Федерации до 2030 года», утвержденном распоряжением правительства Российской Федерации № 877-р от 17 июня 2008 года.
Цель стратегии развития железнодорожного транспорта в России: «…формирование условий для устойчивого социально-экономического развития России, возрастания мобильности населения и оптимизации товародвижения, укрепления экономического суверенитета, национальной безопасности и обороноспособности страны, снижения совокупных транспортных издержек экономики, повышения конкурентоспособности национальной экономики и обеспечения лидирующих позиций России на основе опережающего и инновационного развития железнодорожного транспорта, гармонично увязанного с развитием других отраслей экономики, видов транспорта и регионов страны».
Основными принципами и важнейшими задачами для достижения указанной цели стратегий являются: – реализация транзитного потенциала России на базе интеграции железнодорожного транспорта в международные транспортные системы; – приведение уровня качества и безопасности перевозок в соответствие с требованиями технического развития железнодорожного транспорта; – повышение уровня безопасности функционирования железнодорожного транспорта как важнейшего населения и экономики с лучшими мировыми стандартами на основе технологического и государственного приоритета развития и модернизации отрасли, научных исследований и текущей эксплуатационной работы.
Согласно указанного выше документа, планируется организация производства подвижного состава нового поколения. Для реализации плана предусматривается:
Для выполнения выше указанных задач по повышению скоростей пассажирских и грузовых поездов и увеличению безопасности их движения особые требования предъявляются к тормозным системам имеющимися нормативными документами: – ТР ТС 001/2011 «Технический регламент ТС о безопасности железнодорожного подвижного состава»;
Согласно указанным нормативным документам на скоростном железнодорожном подвижном составе должны быть предусмотрены дополнительные меры по повышению эффективности торможения и безопасности движения, например, применение дисковых, маг-ниторельсовых тормозов.
Таким образом, на основе стратегий развития железнодорожного транспорта в РФ, нормативных требований и опыта эксплуатации сделан вывод, что для обеспечения безопасного движения грузовых вагонов с конструкционной скоростью до 140 км/ч и для высокоскоростных пассажирских поездов необходимо предусматривать повышенную эффективность их торможения. При этом в качестве тормозного устройства рекомендуется применять дисковый тормоз.
В качестве следующего этапа решения поставленной задачи по выбору и обоснованию актуальности направления исследований проведен анализ имеющихся научных трудов в области совершенствования тормозной системы подвижного состава, в частности: применение дискового тормоза.
Исходя из того, что тормозные устройства на железнодорожном транспорте являются фрикционными, то есть работают за счет трения, и опыт эксплуатации таких тормозов показал, что в наиболее тяжелых условиях работы находится фрикционная пара (колодки и колесо или накладки и диск). Детали и узлы пары трения в процессе торможения подвергаются влиянию многих внешних факторов. При торможении одновременно могут возникать статические, динамические, термические нагрузки. К тому же детали пары трения испытывают фрикционный износ [2]. Изучением влияния внешних факторов на пару трения, а также изучением физико-химических процессов во фрикционном контакте занимается область науки о теории сухого трения твердых тел. В данной области известны работы таких отечественных и зарубежных ученых, как А.В. Чичинадзе, И.В. Крагельский, Г.М. Бартенев, Ф.П. Боуден, Э.Д. Браун, Д. Мур, Д.Н. Гаркунов, Г. Польцер, Х. Чихос и др. [2…10]. На основе их трудов сделаны следующие выводы: – при трении твердых тел в приповерхностных слоях на контакте за счет механического нагружения, характеризуемого конкретными условиями, образуется так называемое «третье тело»; – «третье тело» существует только во время контакта и обладает совершенно особыми свойствами; – характерным для «третьего тела» является то, что в процессе трения твердых тел в зависимости от условий нагружения всегда устанавливается оптимальная шероховатость (рисунок 1.1);
Обоснование рациональной структуры плоского клещевого механизма на основе качественного анализа влияния подвижностей колесной пары на кинематику механизма
В качестве очередного этапа решения задачи по выбору и обоснованию актуальности направления исследований, проведен анализ современных конструкций тормозных блоков дисковых тормозов.
К настоящему времени отечественные и зарубежные производители тормозного оборудования для железнодорожного транспорта создали достаточно большое количество конструкций дисковых тормозов, при чем тормозные блоки и тормозные диски рассматриваются как самостоятельные изделия.
Для проведения анализа рассмотрены одни из последних образцов современных конструкций тормозных блоков дисковых тормозов для железнодорожного транспорта.
На сегодняшний день в качестве современной конструкции серийно выпускаемого отечественного дискового тормоза можно рассматривать только тормоз производства ОАО «Тверской вагоностроительный завод» для скоростных пассажирских вагонов с конструкционной скоростью до 250 км/ч, который снят с производства в 2010 году, но еще находится в эксплуатации на поездах «Невский экспресс», «Буревестник» и др. Данный дисковый тормоз показан на рисунке 1.5. Конструктивно блок размещается на обрессорен-ной части тележки вагона. В основе конструкции блока применен рычажный клещеобраз-ный (клещевой) механизм. Имеется регулятор зазора между накладками и диском, встроенный в тормозной цилиндр. Имеется рычажный привод стояночного тормоза. К основным достоинствам данной конструкции тормоза можно отнести низкие требования к технологии изготовления. Но имеются серьезные недостатки, выявленные при эксплуатации тормоза: наличие клиновидных износов, которые сокращают срок эксплуатации фрикционных накладок до 20%, высокий уровень износа деталей рычажного механизма, сложность и неудобство замены фрикционных накладок, низкая износостойкость деталей пары трения.
Примерно с 2008 года на отечественных железных дорогах на скоростных пассажирских поездах в эксплуатации находятся импортные дисковые тормоза производства немецкой фирмы «Knorr-Bremse» (рисунок 1.6). Данная фирма поставляет свои тормоза для установки на тверские пассажирские вагоны и высокоскоростные поезда «Сапсан» с конструкционной скоростью до 200 км/ч. Эти тормоза находятся достаточно долгое время в эксплуатации в странах Европы и Америки, где зарекомендовали себя как высоко надежные с достаточно большим ресурсом.
Конструктивно тормозные блоки размещаются на обрессоренной части тележки вагона или локомотива. В основе конструкции блока – клещевой механизм. Имеется регулятор зазора. Имеется троссово-рычажный привод стояночного тормоза.
Основное достоинство – малые габаритные размеры. Недостатки: конструкция требует применения сложной и очень точной технологии изготовления; предполагается обеспечение очень большого передаточного числа рычажного механизма, из-за чего детали и узлы испытывают очень большие механические нагрузки; не являются ремонтопригодными в «полевых» условиях, но требуют только сервисного обслуживания.
Дисковый тормоз производства фирмы «DAKO» (Чехия) показан на рисунке 1.7. Конструктивно тормозной блок размещается на обрессоренной части тележки вагона. В основе конструкции блока – клещевой механизм. Имеется регулятор зазора, встроенный в тормозной цилиндр. Имеется рычажный привод стояночного тормоза.
Основное достоинство – данная конструкция тормоза является компактной (несмотря на сравнительно большую ширину тормозного диска – более 100 мм), имеет достаточно простую, по сравнению с тормозом «Knorr-Bremse», технологию изготовления. Недостатки: механизм тормозного блока рассчитан на малый рабочий ход штока пневмопривода и эксплуатацию фрикционных накладок сравнительно малой толщины; также механизм не рассчитан компенсировать крен (боковую качку) вагона; конструкция вертикальных тяг, предусмотренных для восприятия реакции от тормозной силы, предполагает наличие поступательных кинематических пар, открытые участки которых критичны к загрязненным условиям работы.
Конструктивно тормозные блоки размещаются на обрессоренной части тележки вагона, локомотива или мотор-вагонного состава. В основе конструкции блока – клещевой механизм. Имеется регулятор зазора между накладками и диском, встроенный в тормозной цилиндр. Рисунок 1.9 – Дисковые тормоза производства фирмы «Wabtec», США
Оригинальное решение для создания конструкции дискового тормоза применено фирмой «IBRE Sarl» (Франция), как показано на рисунке 1.10. Очевидно, что разделение дискового тормоза на два «маленьких» связано с попыткой уменьшить механические и тепловые нагрузки на детали пары трения.
Недостаток конструкции связан, как рассмотрено в предыдущих конструкциях, с наличием вертикальных тяг, воспринимающих тормозные нагрузки, то есть здесь также требуется наличие поступательных подвижных соединений.
Определение силовых факторов в механизме
Для разработки и обоснования рациональной структуры плоского механизма из условий компенсации подвижностей колесной пары изучено влияние возможных подвижностей колесной пары тележки вагона на кинематику механизма тормозного блока.
Так как механизм, соответствующий структурной схеме (рисунок 2.9), является плоским и работает в горизонтальной плоскости XY, то в первую очередь изучены перемещения колесной пары в горизонтальной плоскости.
На рисунке 2.13 схематично представлены возможные перемещения оси колесной пары с диском в плоскости XY относительно тормозного блока, размещенного на обрессорен-ной части тележки.
На схеме (рисунок 2.13) приведены условные обозначения перемещений колесной пары с тормозным диском относительно тормозного блока: б) Sx - перемещение вдоль оси X (продольное); в) SY - перемещение вдоль оси Y (поперечное); г) Uz - поворот относительно оси Z (виляние). Таким образом, клещевой механизм должен компенсировать указанные перемещения тормозного диска, расположенного на колесе или на оси колесной пары. Также дисковый тормоз в состоянии отпуска не должен оказывать паразитное сопротивление движению вагона или это сопротивление должно быть незначительным, а в состоянии торможения фрикционные накладки должны следовать при необходимости перемещениям диска в горизонтальной плоскости XY (рисунок 2.14). Рисунок 2.14 – Структурная схема плоского клещевого механизма и схематичное изображение направлений возможных перемещений колесной пары с тормозным диском в горизонтальной плоскости XY Для решения поставленной задачи проведен качественный анализ влияния подвижно-стей колесной пары с тормозным диском на плоский клещевой механизм.
Перемещение SX. Данное перемещение представляет собой перемещение рабочих поверхностей тормозного диска вдоль рабочих поверхностей тормозных накладок, то есть в плоскости параллельной накладкам и перпендикулярной плоскости YZ. На кинематику механизма это перемещение влияния не оказывает, как в отпущенном состоянии блока, так и при торможении. Однако, в процессе торможения, когда накладки прижаты к диску, может возникать дополнительная сила трения FтрX, направленная вдоль оси X (рисунок 2.15). Вектор дополнительной силы трения может оказывать влияние на направление и величину вектора тормозной силы, направленной по касательной к окружности тормозного диска. Н – фрикционная накладка; ТД – тормозной диск; FТ – вектор тормозной силы; FтрX – вектор дополнительной тормозной силы, направленный вдоль оси X
Таким образом, показано, что перемещение SX колесной пары при обосновании рациональной структуры механизма тормозного блока учитывать не нужно. Но при изучении распределения сил в контакте трения фрикционной пары следует учитывать влияние дополнительной силы трения FтрX.
Перемещение SY. Согласно схеме (рисунок 2.16) данное перемещение оказывает влияние на кинематику механизма блока, так как направлено перпендикулярно рабочим поверхностям накладок. Структура механизма обеспечивает компенсацию возможного перемещения SY колесной пары как в отпущенном, так и в заторможенном состоянии блока. Но для определения пределов компенсации данной подвижности механизмом необходимо проведение ее количественной оценки. а)
Анализ показал: перемещение SY может привести к тому, что в режиме отпуска тормоза в случае, когда величина перемещения оси колесной пары y будет превышать величину зазора y между диском и соответствующей накладкой (рисунок 2.16), возникнет паразитное трение между накладкой и диском и, следовательно, паразитное сопротивление движению вагона. Кроме того, паразитное сопротивление движению вагона возможно при наличии технологических погрешностей изготовления и сборки колесной пары с диском, когда имеет место торцовое биение диска (вдоль оси Y).
Таким образом, перемещение SY колесной пары оказывает влияние на кинематику механизма тормозного блока, но структурная схема (рисунок 2.9) механизма позволяет компенсировать данное перемещение. Пределы перемещения необходимо определить проведением его количественной оценки. Также необходимо при разработке конструкции блока обосновать величину зазора между фрикционными накладками и диском в отпущенном состоянии тормоза.
Поворот Uz. При анализе этой подвижности колесной пары по причине относительной сложности данного движения изучено ее влияние на кинематику механизма в двух отдельных ситуациях: случаи отпущенного и заторможенного состояний блока.
Анализ отпущенного состояния тормоза при повороте Uz показал, что возможен случай касания тормозного диска и накладок (рисунок 2.17), если угол поворота диска равен предельному значению, которое зависит от величины зазора между накладкой и диском. В случае превышения этого предельного значения поршень может упереться в дно тормозного цилиндра, что приведет к выходу из строя дискового тормоза из-за поломки или деформации деталей.
Таким образом, угол поворота Uz колесной пары с диском (рисунок 2.17) относительно тормозного блока задает необходимое условие для минимальной величины зазора у между накладками и диском или необходимость внесения изменений в структурную схему механизма тормозного блока.
Схема поворота Uz колесной пары, при котором может произойти выход из строя дискового тормоза в отпущенном состоянии Анализ заторможенного состояния блока, показал, что в этом случае могут возникнуть два неблагоприятных фактора от достаточно большой величины поворота UZ колесной пары.
Первый фактор определяется возвратным усилием на колесную пару. То есть оно возникает от нажатия накладок на диск (рисунок 2.18), которое превышает усилие, вызывающее поворот колесной пары относительно рамы тележки при вилянии UZ. В этом случае дисковый тормоз будет вносить отрицательное воздействие на траекторию движения ваго на. Возникнет дополнительное сопротивление движению, ухудшающее условия нормального прохождения вагоном кривого участка пути. Возможен сход вагона с рельсов.
Объект и средства исследований
Согласно графику по мере износа накладки и диска величина разницы углов увеличивается при максимальном и минимальном зазорах между накладкой и диском. Исходя из полученных данных, разница между значениями для накладки и диска максимальной и минимальной толщины составляет 0,037 град.
В конечном итоге для вычисления максимально возможного отклонения рычагов-клещей от первоначального положения была взята разница углов: – для зазора между накладкой и диском 3мм, максимальной толщины накладки 22 мм и максимальной толщины диска 40 мм значение угла составило: -0,902 град; – для нулевого зазора, предельно изношенной накладки толщиной 5 мм, предельное изношенного диска с одной стороны толщиной 35 мм значение угла составило: 15,38 град.
Таким образом, проведена количественная оценка основных геометрических параметров механизма тормозного блока – величин углов поворота рычагов-клещей – на примере конструкции опытного образца тормозного блока усл. № 729 производства ОАО «Транспневматика». В результате оценки получено: – разница между значениями для накладки и диска максимальной и минимальной толщины при максимальном и минимальном зазорах между накладкой и диском составляет 0,037 град; – максимально возможное отклонение рычагов-клещей от первоначального положения составляет 16,23 град.
Оценка величины запаса резьбы регулятора зазора между накладками и диском была проведена на основе разработанной математической модели с применением схемы (рисунок 3.1) и конструктивных параметров опытного образца тормозного блока усл. № 729, приведенных в разделе 3.2.1.
На основе полученных результатов расчета (в таблице 3.1) определена величина запаса резьбы регулятора зазора между накладками и диском путем вычисления разницы между значениями координат по оси OY точек А и В (рисунок 3.1) в штатном положении механизма тормозного блока и в заторможенном состоянии при максимальном износе деталей пары трения. Эта разница определяется следующим выражением: (YAmax - YA0) - (YBmax - YB0), (3.44) где YA0, YB0 – координаты точек А и В в штатном положении механизма тормозного блока; YAmax, YBmax – координаты точек А и В в заторможенном состоянии блока при максимальном износе деталей пары трения. Согласно выражению (3.44) минимальная величина запаса резьбы регулятора зазора для опытного образца тормозного блока усл. № 729 должна составлять: (163,405 - 114,247) - (-163,405 - (-114,247)) = 49,158 + 49,158 = 98,316 98,4 (мм) – после округления в бльшую сторону. Таким образом, проведена количественная оценка величины запаса резьбы регулятора зазора между накладками и диском на примере опытного образца тормозного блока усл. № 729, минимальное значение которой должно составлять 98,4 мм.
Оценка и анализ распределения сил в клещевом механизме тормозного блока были проведены на основе разработанной математической модели с применением схем (рисунки 3.9, 3.10) и конструктивных параметров опытного образца тормозного блока усл. № 729, приведенных в разделе 3.2.1. Цель анализа – определение величин, направления векторов сил реакции и рабочего диапазона самых нагруженных шарнирных соединений для учета полученных данных при проектировании конструкции деталей и узлов тормозного блока.
В процессе проведения силового анализа были определены следующие параметры: – изменение величин сил реакции в шарнирах механизма в зависимости от входной нагрузки (давление воздуха в тормозном цилиндре) с учетом износа деталей пары трения; - изменение направлений векторов сил реакции в шарнирах механизма в зависимости от износа деталей пары трения; - распределение механических напряжений в максимально нагруженных деталях механизма на примере конструкции тормозного блока усл. № 729.
Ниже приведены результаты вычислений величины силы реакции в шарнирах механизма в зависимости от входной нагрузки с учетом износа деталей пары трения в графическом и табличном виде. Диаметр тормозного цилиндра был принят равным 203 мм. При проведении данных исследований блок находился в заторможенном состоянии.
На графике и в таблице (рисунок 3.16) приведены результаты вычислений величин силы реакции в шарнирах механизма в зависимости от величины давления сжатого воздуха в тормозном цилиндре без учета износа деталей пары трения. Как видно по графику, полученные зависимости имеют линейный характер.
Зависимость силы реакции в шарнирах механизма тормозного блока от давления сжатого воздуха в тормозном цилиндре На графике (рисунок 3.16) положительное и отрицательное положения значений сил соответствуют направлению векторов силы реакции относительно оси Хi согласно схеме (рисунок 3.10).
На графиках в Приложении Б (рисунки 1…14) приведены результаты вычислений величин силы реакции в шарнирах G иЕ механизма в зависимости от входной нагрузки с учетом износа деталей пары трения. Так как схема (рисунок 3.8) механизма блока симметричная, то величины сил реакций в шарнирах F и D соответственно равны значениям сил реакций в шарнирах G и Е. По оси Х отложены значения толщин накладки в милиметрах, а по оси Y - значения силы реакции в килограмм-силах. В прямоугольниках указаны значения величины износа с одной стороны диска в пределах соответствующих цветовых диапазонов в милиметрах.
Согласно графикам (Приложение Б) величины сил реакций зависят от величины давления воздуха в тормозном цилиндре и не зависят (при округлении до второго знака после запятой) от износа деталей пары трения.
Далее на графике (рисунок 3.17) и в Приложении В приведены результаты вычислений угла направления вектора силы реакции относительно оси ЕХ1 (рисунок 3.9) в шарнире Е в зависимости от износа деталей пары трения.
