Реферат: 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
--PAGE_BREAK--рркi·Fг = рзкi·(Fг – Fш) + Рг + Жгhi.(3.3)
Давление в рабочей камере после ступени торможения
рркi = (рркVр)/(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 foQi,(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,%
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;
продолжение--PAGE_BREAK--
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)
продолжение--PAGE_BREAK--
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)
продолжение--PAGE_BREAK--
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
σсм = 4·Р3/(π·t·d1·103) < [σсм],(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; [σсм] = 170МПа; [τср] = 95 МПа.
h = 0,0375 – 0,04/2 = 0,0175 м
σсм = 4·28,5/(3,14·0,015·0,04·103) = 62 МПа < [σсм],
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
σизг = Ми/Wx < [σизг],(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)
σизг = 14,3/1,6·10-4 = 89 МПа < [σизг] = 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)
σизг = 14/1,26·10-4 = 111 МПа < [σизг] = 160 МПа.
продолжение--PAGE_BREAK--
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 = (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)
продолжение--PAGE_BREAK--
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
0,27
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
продолжение--PAGE_BREAK--
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
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.