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
ррк
i
·Fг
= рзк
i
·(Fг
– Fш
) + Рг
+ Жг
hi
.(3.3)
Давление в рабочей камере после ступени торможения
ррк
i
= (ррк
Vр
)/(Vр
+ Fг
hi
),(3.4)
где рзк
i
, рм
i
– 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
;
рзк
i
= рм
i
.
В результате совместного решения уравнений (3.3) и (3.4) получается квадратное уравнение относительно hi
.
Аhi
2
+ Вhi
+ C = 0,(3.5)
А = Жг
·Fг
,(3.6)
В = Жг
·Vр
+ Fг
·рм
i
(Fг
– Fш
) + Рг
·Fг
,(3.7)
С = Vр
[(Fг
– Fш
)рм
i
+ 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 | |
| Рс
тц , 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 Рм
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
Рз
Vзр
+ Ро
Vо
= Рзр
Vзр
+ Рм
тц
(Vо
+ πd2
тц
L/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;
Рм
тц
– 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
= πd2
тц
Pтц
·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
= πd2
тц
Pтц
·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·d2
т
·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.
bт
= 1000·φкр
·δр
,(11.4)
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
= (V2
н
– V2
н+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.