CC BY
7
УДК 629.4-592
П. Ю. Иванов, Е. Ю. Дульский, А. А. Хамнаева, В. В. Пахомов
Иркутский государственный университет путей сообщения (ИрГУПС), г. Иркутск, Российская Федерация
ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ТОРМОЗОВ ГРУЗОВОГО ПОЕЗДА ЗА СЧЕТ УЛУЧШЕНИЯ ХАРАКТЕРИСТИК ВОЗДУХОРАСПРЕДЕЛИТЕЛЯ № 483
Аннотация. В настоящее время в тормозной системе эксплуатируемых вагонов существует проблема нехватки тормозного нажатия колодки на колесо, необходимого для движения поезда с установленной скоростью согласно нормативной документации. Это связано с тенденцией роста массы поездов и максимальной загрузки вагонов при неизменной массе тары, что требует расширенного диапазона регулирования давления в тормозном цилиндре воздухораспределителем или авторежимом в зависимости от загрузки вагона. Для решения этой проблемы были произведены расчеты тормозного коэффициента вагонов, оборудованных воздухораспределителями № 483, которые показали недостаточность оснащенности тормозами грузового вагона для следования в составе поезда с установленной скоростью. В ходе инженерных исследований выяснилось, что увеличение жесткости пружины груженого и среднего режимов может увеличить регулировочный диапазон воздухораспределителя и частично решить проблему нехватки тормозного нажатия. Таким образом, предлагается пересчитать жесткость регулировочной пружины. Произведены расчеты жесткости штатных и предлагаемых пружин. Заново рассчитан тормозной коэффициент с учетом увеличившейся жесткости пружины. В итоге этот коэффициент увеличился, что позволяет снять ограничения по скорости. Предложенный способ модернизации воздухораспределителя можно осуществлять на всех видах ремонта, что облегчает процесс внедрения.
Ключевые слова: тормоза, воздухораспределитель № 483, жесткость пружины, модернизация, тормозной цилиндр, безопасность движения поезда, пропускная и провозная способность железных дорог.
Pavel Y. Ivanov, Evgeny Y. Dulsky, Alyona A. Khamnaeva, Vadim V. Pakhomov
Irkutsk State Transport University (ISTU), Irkutsk, the Russian Federation
EXPANSION OF THE ADJUSTMENT RANGE OF THE AIR DISTRIBUTOR № 483
Abstract. Currently, in the brake system of operated cars, there is a problem of lack of brake pressure on the wheel, which is necessary for the movement of the train at a set speed in accordance with the regulatory documentation. This is due to the tendency to increase the mass of trains and the maximum load of cars with a constant tare weight, which requires an extended range of pressure control in the brake cylinder by an air distributor or auto mode, depending on the load of the car. To solve this problem, calculations were made of the braking coefficient of cars equipped with air distributors № 483, which showed that the freight car was not equipped with brakes to run as part of a train at a set speed. In the course of engineering studies, it turned out that increasing the spring rate of loaded and medium modes can increase the adjusting range of the air distributor and partially solve the problem of lack of brake pressure. Thus, it is proposed to recalculate the stiffness of the adjusting spring. Calculations of the rigidity of regular and proposed springs were made. The braking coefficient has been recalculated, taking into account the increased spring constant. As a result, this coefficient has increased, which makes it possible to remove speed limits. The proposed method for upgrading the air distributor can be carried out on all types of repairs, which facilitates the implementation process.
Keywords: brakes, air distributor № 483, spring stiffness, modernization, brake cylinder, train traffic safety, throughput and carrying capacity of railways.
В настоящее время существует проблема нехватки тормозного нажатия для обеспечения безопасности движения поездов с установленной скоростью [1]. Установленная скорость движения поездов в зависимости от фактического тормозного нажатия определяется в нормативной документации «Правила технического обслуживания тормозного оборудования и управления тормозами железнодорожного подвижного состава» [4]. Такая проблема обусловлена неодновременным развитием эффективности тормозной системы грузового подвижного состава и раЗРешенной массы вагонов. Расчетная масса вагона, оборудованного чугунными колодками, при которой движение поезда с полной загрузкой не требует ограничений по скорости, составляет 85 тс. При такой массе вагона нажатие 7 тс на каждую ось обеспечит расчетный тормозной коэффициент на уровне 0,33, но в настоящее время масса
вагонов увеличена до максимально разрешенной путейцами 94 т для четырехосного вагона или 23,5 т на ось [3]. Таким образом, расчетный тормозной коэффициент снизился до 0,29, а это согласно Правилам требует введения ограничений скорости движения поезда. В настоящее время также широко эксплуатируются инновационные вагоны с осевой нагрузкой 25 тс на ось и раздельным торможением, обеспечивающим осевое нажатие у груженого вагона на уровне 7,5 тс в пересчете на чугунные колодки. В случае с инновационными вагонами расчетный тормозной коэффициент находится на уровне 0,3. Таким образом, происходит снижение допустимой скорости движения определенных групп поездов на 5 - 20 км/ч, что в результате снижает среднюю скорость движения поездов, следующих по удалению, и уменьшает пропускную и провозную способность железной дороги в целом.
В ходе инженерных исследований был выявлен способ решения описанной проблемы без изменения конструкции тормозной системы, за счет регулирования главной части ВР.
Для того чтобы повысить тормозную эффективность грузового вагона, необходимо повысить давление в тормозном цилиндре (ТЦ) [2]. Учитывая конструктивные особенности воздухораспределителя (ВР) усл. № 483, давление в ТЦ задается сжимающейся режимной пружиной через уравнительный поршень, следовательно, наиболее простым путем повышения давления ТЦ и тормозной эффективности вагона в целом является повышение жесткости режимной пружины, регулирующей средний и груженый режимы, так как согласно расчетам на порожнем режиме оснащенность тормозами грузового вагона при его порожнем состоянии составляет 0,29 при требуемом 0,33, а у порожнего вагона оснащенность тормозами находится на уровне 0,6 - 0,7, увеличение тормозной эффективности для вагона в порожнем режиме нецелесообразно.
Давление в ТЦ с одной стороны задается режимной пружиной и ограничивается запасом кинетической энергии газа, накопленного в запасном резервуаре (ЗР), и, следовательно, давление ТЦ имеет определенное ограничение. Для того чтобы рассчитать это ограничение, необходимо учитывать объем ЗР, объем соединительных трубопроводов, между ЗР ТЦ и объем ТЦ, который в свою очередь зависит от величины выхода штока и диаметра поршня. Расчетная схема для выяснения максимально возможного давления ТЦ приведена на рисунке 1.
На рисунке 1 цифрой 1 обозначается ЗР, который по воздуховодам 9 и 10, через полость полого штока 8, тормозной клапан 6 сообщается с тормозным цилиндром (ТЦ) 2, объем которого зависит от величины выхода штока 3, величину выхода штока обозначим Lш. Объем ЗР составляет 78 л. Вся кинетическая энергия сжатого газа, которую мы можем использовать для торможения, запасается в ЗР, следовательно, максимально возможное давление в ТЦ появится в тот момент, когда произойдет сообщение ЗР ТЦ без всяких препятствий и давление
Рисунок 1 - Упрощенная схема элементов главной части воздухораспределителя,
управляющих давлением ТЦ
в двух сосудах, т. е. ЗР и ТЦ, уравняется через воздуховоды 9 и 10, полость полого штока 8, а тормозной клапан 6 при этом будет открыт, не препятствуя этому сообщению. Таким образом вся кинетическая энергия ЗР равномерно распределится по системе ЗР воздуховода ТЦ и несколько снизится. Давление, создаваемое данной энергией, и будет максимальным давлением ТЦ. Для того чтобы выяснить, какое в конечном итоге будет давление ТЦ при беспрепятственном сообщении с ЗР, вычислим объем ТЦ по формуле
^ТЦ _ ^ТЦ
7 аЦ 7
/ = — • и • /
(1)
где 5Тц — площадь поршня ТЦ; 1ш — выход штока; йц — диаметр поршня.
Вычислив объем ТЦ, можно выяснить величину снижения давления. Давление снижается пропорционально увеличению объема, следовательно, есть возможность составить пропорцию, из которой будет выведена формула, по которой можно рассчитать давление,
распределенное из ЗР в ТЦ. Обозначим эту величину Рзр+тц
рзр+тц = , (2)
где РЗР — давление ЗР начальное; УЗР — объем ЗР; УТц — объем ТЦ.
Вычисляем давление РЗР+Тц, подставляем цифры и получаем давление:
5 ... 5,5 • 78
Рзр+тЦ = 78 + 3 5 = 4'78 . 5,26 кГС/см2.
Следовательно, максимально возможное давление, на которое можно настроить режимную пружину 5 и 6, равно (4,78.5,26 кгс/см2, или 0,487 ... 5,26 МПа). Данная величина давления является ограничивающей при проектировании модернизированного узла главной части воздухораспределителя № 483.
Для осуществления модернизации воздухораспределителя, заключающейся в увеличении диапазона регулирования давления в тормозном цилиндре в сторону его верхнего предела, необходимо иметь характеристики пружин, участвующих в процессе задачи давления. В воздухораспределителе имеются три пружины, показанные на рисунке 2.
58
41 < *
25
1=5
ш
Ш
о 2
-тг
Рисунок 2 - Геометрические параметры исследуемых пружин: а - пружина груженого и среднего режимов; б - пружина порожнего режима; в - пружина главного поршня
Самой крупной пружиной является пружина главного поршня, ее геометрические параметры представлены на рисунке 2, в. Средней по размерам является пружина, задающая давление на уравнительный поршень в порожнем режиме работы воздухораспределителя, ее
габаритные размеры приведены на рисунке 2, б. Самой маленькой пружиной является пружина, задающая давление в среднем и равнинном режимах работы воздухораспределителя, она изображена на рисунке 2, а.
Был проведен опыт по определению жесткости приведенных пружин. Для проведения опыта использовано оборудование, представленное на рисунке 3: блок измерительный БИУ-06М с выносным блоком чувствительных элементов, которое крепилось между нагрузочным устройством и пружиной.
Рисунок 3 - Оборудование, использованное для определения параметров пружин: 1 - блок измерительный БИУ-06М; 2 - исследуемая пружина;
3 - выносной блок чувствительных элементов прибора БИУ-06М; 4 - нагрузочное устройство
Перед началом опыта были произведены замеры геометрических размеров пружин без нагрузки, после чего нагрузочным устройством задавалось усилие приращением 100 Н.
По результатам экспериментов были получены кривые зависимости усилия, создающего деформацию пружины. Данные кривые приведены на рисунке 4, где цифрой 1 обозначена характеристика пружины груженого и среднего режимов, цифрами 2 и 3 - характеристики пружины порожнего режима и пружины главного поршня соответственно.
На рисунке 4 изображена характеристика пружины порожнего режима воздухораспределителя с учетом того, что она имеет начальное сжатие Ахнач.
Имея данные характеристики, можно вычислить коэффициенты жесткости пружин.
Коэффициент жесткости пружины порожнего режима
" (3)
, _ 1пир
"-пор х ■>
где р - сила, создаваемая пружиной порожнего режима при перемещении на величину х.
1400
К
~ 1200
|
к й
н
Й и
1000 800 600 400 200 0
1
3
2
о
10 20 30 40
Перемещение, мм
Рисунок 4 - Полученные характеристики исследуемых пружин: 1 - характеристика пружины груженого и среднего режимов; 2 - характеристика пружины порожнего режима; 3 - характеристика пружины главного поршня
12 4(52) 2022
В ходе экспериментальных исследований были получены следующие жесткости пружин.
Коэффициент жесткости пружины порожнего режима
^пор = 9,1 Н/мм;
коэффициент жесткости пружины главного поршня (ГП)
кГП = 27,8 Н/мм;
коэффициент жесткости пружины груженого и среднего режимов
кг с = 32,7 Н/мм.
Работа главной части воздухораспределителя заключается в том, что главный поршень принимает на себя усилие, возникшее в результате разницы давлений рабочей камеры и золотниковой камеры, приложенное ко всей площади диска поршня. С другой стороны, на поршень действует пружина главного поршня. В результате балансирования двух этих сил поршень занимает некоторое положение, соответствующее величине разрядки тормозной магистрали.
Взаимное расположение элементов, участвующих в приведенном выше процессе представлено на рисунке 5. В результате разрядки тормозной магистрали возникает перемещение главного поршня на расстояние, обозначенное Дх, оно передается на уравнительный поршень, однако он перемещается под действием давления ТЦ, которое должно компенсироваться усилием пружин, сжимаемых на величину Дх.
От того, насколько сильно режимные пружины сопротивляются перемещению уравнительного поршня 3, показанного на рисунке 5, зависит величина давления ТЦ. Таким образом, регулировать давление в зависимости от загрузки вагона можно эксцентриком 8, обеспечивающим предварительное сжатие.
В порожнем режиме работы воздухораспределитель задает давление в ТЦ до максимальной величины значением 0,15 - 0,17 МПа, при этом уравнительный поршень удерживается только одной пружиной порожнего режима, а пружина груженого и среднего режимов находится в расслабленном положении и ее длина в торможении и в отпуске /гр0 составляет 57 мм.
_Дх
ТМ+ЗР
Рисунок 5 - Схема работы пружин воздухораспределителя при торможении: 1 - главный поршень; 2 - пружина главного поршня; 3 - полый шток главного поршня; 4 - тормозной клапан; 5 - уравнительный поршень; 6 - режимная пружина порожнего режима; 7 - режимная пружина груженого и среднего режимов;
8 - эксцентрик
В среднем режиме работы воздухораспределитель задает давление в ТЦ до максимальной величины значением 0,3 МПа, при этом уравнительный поршень удерживается пружиной
порожнего режима с предварительным сжатием, которая усиливается пружинои среднего и груженого режимов, которая в момент начала перемещения поршня находится в расслабленном состоянии, однако валиком переключателя режимов подпирается таким образом, что при начале перемещения уравнительного поршня начинается ее сжатие на величину Дх.
В груженом режиме работы воздухораспределитель задает давление в ТЦ до максимальной величины значением 0,4 МПа, при этом уравнительный поршень удерживается пружинои порожнего режима с предварительным сжатием и параллельно пружинои среднего и груженого режимов, которая создает большее сопротивление движению уравнительного поршня.
Учитывая данную схему взаимодействия пружин, можно прийти к выводу, что изменить давление режимов средней и полной загрузки можно, изменив жесткость пружины порожнего и груженого режимов, либо обеспечить более раннее сжатие пружины среднего и груженого режимов.
Учитывая приведенные схемы, составим уравнения, описывающие равновесные процессы воздухораспределителя:
Рп ТЦ • ^УП = (Дхнач + Дх) • ^пор; ^ср ТЦ • *$УП = (Дхнач + Дх) • ^пор + ДХ • кг с; ^гр ТЦ • *$УП = (Дхнач + Дх) • ^пор + (Дхг. с нач + Дх) • ^г. с,
где Рп Тц - давление тормозного цилиндра на порожнем режиме; Рср Тц - давление тормозного цилиндра на среднем режиме; Ргр Тц - давление тормозного цилиндра на груженом режиме; 5"УП - площадь уравнительного поршня; кпор - коэффициент жесткости пружины порожнего режима; кг с - коэффициент жесткости пружины груженого и среднего режимов; Дхнач - начальное сжатие пружины порожнего режима; Дх - ход поршня;
Дхг. с нач - начальное сжатие пружины груженого и среднего режимов.
(4)
(5)
(6)
Тогда давление тормозного цилиндра на груженом режиме можно вычислить по формуле
(ДХнач + Д*) • ^пор + (ДХгс нач + Д^) • ^г. с
гр ТЦ
(7)
УП
Тогда жесткость пружины, необходимую для создания заданной величины давления Ргр Тц, можно вычислить по формуле
(8)
к = г. с
^гр ТЦ • ^УП (Дхнач + Дх) • ^
пор
Д^г. с нач + Дх
Вычислим необходимую жесткость для создания давления Рзр+тц = 0,478 МПа:
478 • 1,9 — (4 + 19) • 9,1 кг. с =-19---= 36,78 Н/мм.
На основании произведенных расчетов были построены регулировочные характеристики воздухораспределителя № 483. Сравнение регулировочных характеристик приведено на рисунке 6.
Рассчитаем изменение тормозной эффективности согласно правилам тормозных расчетов: при штатном воздухораспределителе нажатие на ось на среднем режиме = 5 тс, на ось на груженом режиме = 7 тс.
I I I 0,5 0,75 1
Разрядка тормозной
магистрали, кгс/см2
1,5
Рисунок 6 - Графики зависимости давления ТЦ от разрядки ТМ воздухораспределителя с усиленной пружиной (пунктирная линия) груженого, порожнего режимов и штатного воздухораспределителя (сплошная линия)
Рассчитаем потребное тормозное нажатие тяжелого поезда массой 6300 т условной длиной 67 вагонов.
Определим потребное тормозное нажатие (ПТН), необходимое для остановки поезда [2]:
М-ЕНТН100 (9)
ПТН =
100тс
где М - масса поезда в тонно-силах (для тяжелого поезда масса составляет 6300 тс);
ЕНТН100 - единое наименьшее тормозное нажатие необходимое для остановки грузового поезда, движущегося на уклоне до 10 %о со скоростью 90 км/ч на участке длиной 1500 м.
6300 тс - 33 тс
ПТН =-—-= 2079 тс.
100 тс
Определим фактическое тормозное нажатие 67 стандартных вагонов поезда, у которых тормозное нажатие на ось составляет 7 тс:
ФТН = по ■ ТНо,
ФТН = 67-4-7 = 1876 тс.
Произведем сравнение потребного и фактического нажатия:
ПТН > ФТН,
(10)
(11)
Нехватка нажатия
2079 тс > 1876 тс.
Д= ПТН - ФТН,
(12)
Д= 2079 тс - 1876 тс = 203 тс.
Вычислим нехватку нажатия на каждые 100 тс веса поезда:
Д100_
Д-100 тс
М
Д100_
203-100 тс
6300
= 3,22 тс « 4 тс.
ФТН100 =
ФТН-100 тс
м ,
(13)
1876 тс -100 тс ФТН100 =-^^ -= 29,7 тс « 29 тс.
6300 тс
Нехватка тормозного нажатия
Д100 = ЕНТН1Пп - ФТН
100
400-
(14)
Д100= 33 тс — 29 тс = 4 тс.
Снижение скорости 4 • 2 = 8 км/ч округляем кратно 5 км/ч. Скорость с 80 км/ч снижается на 10 км/ч и составляет 70 км/ч.
Рассчитаем фактическое тормозное нажатие 67 модернизированных вагонов поезда, у которых тормозное нажатие на ось составляет 8,225 тс, для удобства расчетов сократим нажатие до 8 тс на ось:
ФТН = По-ТНо, (15)
ФТН = 67-4-8 = 2144 тс.
Произведем сравнение потребного и фактического нажатия:
ПТН < ФТН, 2079 тс < 2144 тс.
Фактическое тормозное нажатие превышает потребное.
Предложенное решение по изменению жесткости пружины груженого и среднего режимов воздухораспределителя № 483 позволит увеличить фактическое тормозное нажатие на груженом и среднем режимах без изменения нажатия на порожнем режиме, таким образом, можно снять проблему нехватки тормозного нажатия у вагонов с полной загрузкой, что позволит тяжелым поездам двигаться со скоростью 90 км/ч по участкам с уклоном до 10%о с трехзначной автоблокировкой согласно документу «Правила технического обслуживания тормозного оборудования и управления тормозами железнодорожного подвижного состава» [4]. Учитывая тот факт, что такие участки составляют большую часть магистралей на сети дорог ОАО «РЖД», а тяжелые поезда с нехваткой фактического тормозного нажатия следуют по ним со скоростями 70 - 80 км/ч, внедрение предложенных решений позволит заметно повысить техническую и участковую скорость движения поездов, пропускную и провозную способность участков и, как следствие, получить значительный экономический эффект.
Список литературы
1. Иванов, П. Ю. Повышение управляемости тормозов поезда / П. Ю. Иванов, Н. И. Мануилов, Е. Ю. Дульский. - Текст : непосредственный // Современные технологии. Системный анализ. Моделирование. - 2018. - № 1 (57). - С. 103-109.
2. Иванов, П. Ю. Снижение энергопотребления электровоза при управлении пневматическими тормозами грузового поезда / П. Ю. Иванов, А. А. Хамнаева, А. М. Худо-ногов. - Текст : непосредственный // Разработка и эксплуатация электротехнических
комплексов и систем энергетики и наземного транспорта : материалы междунар. науч. -практ. конф. - Омск : Омский государственный университет путей сообщения, 2018. - С. 143-151.
3. Карпычев, В. А. Методика оценки тормозных нажатий / В. А. Карпычев, П. А. Андреев. -Текст : непосредственный // Мир транспорта. - 2011. - Т. 9. - № 4 (37). - С. 16-20.
4. Правила технического обслуживания тормозного оборудования и управления тормозами железнодорожного подвижного состава (утв. Советом по железнодорожному транспорту государств-участников Содружества (протокол от 6-7 мая 2014 г. № 60)) (с изменениями и дополнениями).
References
1. Ivanov P.Yu., Manuilov N.I., Dulsky E.Yu., Cherevko M.N. Improving the controllability of train brakes. Sovremennye tekhnologii. Sistemnyi analiz. Modelirovanie - Modern technologies. System analysis. Modeling, 2018, no. 1 (57), pp. 103-109 (In Russian).
2. Ivanov P.Yu., Khamnaeva A.A., Khudonogov A.M. Razrabotka i ekspluatatsiia elektrotekhnicheskikh kompleksov i sistem energetiki i nazemnogo transporta: materialy mezhdunarodnoi nauchno-prakticheskoi konferentsii [Reducing the energy consumption of an electric locomotive when controlling the pneumatic brakes of a freight train]. [Development and operation of electrical complexes and systems of energy and land transport: Materials the third international scientific and practical conference]. Omsk, 2018, pp. 143-151 (In Russian).
3. Karpychev V.A., Andreev P.A. Technique to assess braking pressure. Mir transporta -World of transport and transportation, 2011, vol. 9, no. 4 (37), pp. 16-20 (In Russian).
4. Rules for the maintenance of brake equipment and control of the brakes of railway rolling stock (approved by the Council for Railway Transport of the Commonwealth Member States (Minutes No. 60 dated May 6-7, 2014)) (as amended and supplemented) (In Russian).
ИНФОРМАЦИИЯ ОБ АВТОРАХ Иванов Павел Юрьевич
Иркутский государственный университет путей сообщения (ИрГУПС).
Чернышевского ул., д. 15, г. Иркутск, 664074, Российская Федерация.
Кандидат технических наук, доцент кафедры «Вагоны и вагонное хозяйство», ИрГУПС. Тел.: +7 (950) 065-21-77. E-mail: savl.ivanov@mail.ru
INFORMATION ABOUT THE AUTHORS
Ivanov Pavel Yurievich
Irkutsk State Transport University (ISTU).
15, Chernyshevsky st., Irkutsk, 664074, the Russian Federation.
Ph. D. in Engineering, associate professor of the department «Wagons and wagon economy», ISTU. Phone.: +7 (950) 065-21-77. E-mail: savl.ivanov@mail.ru
Дульский Евгений Юрьевич
Иркутский государственный университет путей сообщения (ИрГУПС).
Чернышевского ул., д. 15, г. Иркутск, 664074, Российская Федерация.
Кандидат технических наук, доцент кафедры «Вагоны и вагонное хозяйство», ИрГУПС. Тел.: +7 (983) 403-46-43. E-mail: e.dulskiy@mail.ru
Dulsky Evgeny Yuryevich
Irkutsk State Transport University (ISTU).
15, Chernyshevsky st., Irkutsk, 664074, the Russian Federation.
Ph. D. in Engineering, associate professor of the department «Wagons and wagon economy», ISTU. Phone.: +7 (983) 403-46-43 E-mail: e.dulskiy@mail.ru
Хамнаева Алена Александровна
Иркутский государственный университет путей сообщения (ИрГУПС).
Чернышевского ул., д. 15, г. Иркутск, 664074, Российская Федерация.
Аспирант кафедры «Электроподвижной состав», ИрГУПС.
Тел.: +7 (924) 714-12-15. E-mail: alenalend95@mail.ru
Khamnaeva Alyona Aleksandrovna
Irkutsk State Transport University (ISTU).
15, Chernyshevsky st., Irkutsk, 664074, the Russian Federation.
Postgraduate student of the department «Electric rolling stock», ISTU.
Phone.: +7 (924) 714-12-15 E-mail: alenalend95@mail.ru
Пахомов Вадим Викторович
Иркутский государственный университет путей сообщения (ИрГУПС).
Чернышевского ул., д. 15, г. Иркутск, 664074, Российская Федерация.
Студент кафедры «Электроподвижной состав», ИрГУПС.
Тел.: +7 (908) 211-79-12.
E-mail: vadim.repakhomov.2000@gmail.com
БИБЛИОГРАФИЧЕСКОЕ ОПИСАНИЕ СТАТЬИ
Повышение эффективности тормозов грузового поезда за счет улучшения характеристик воздухораспределителя № 483 / П. Ю. Иванов, Е. Ю. Дульский, А. А. Хамнаева, В. В. Пахомов. - Текст : непосредственный // Известия Транссиба. - 2022. - № 4 (52). -С. 32 - 41.
Pakhomov Vadim Viktorovich
Irkutsk State Transport University (ISTU).
15, Chernyshevsky st., Irkutsk, 664074, the Russian Federation.
Student of the department «Electric rolling stock», ISTU.
Phone.: +7 (908) 211-79-12.
E-mail: vadim.repakhomov.2000@gmail.com
BIBLIOGRAPHIC DESCRIPTION
Ivanov P.Yu., Dulsky E.Yu., Khamnaeva A.A., Pakhomov V.V. Expansion of the adjustment range of the air distributor № 483. Journal of Transsib Railway Studies, 2022, no. 4 (52), pp. 32-41 (In Russian).
УДК 629.4.069
В. А. Минаков, В. К. Фоменко
Омский государственный университет путей сообщения (ОмГУПС), г. Омск, Российская Федерация
ИССЛЕДОВАНИЕ НАДЕЖНОСТИ И ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ РАБОТЫ ГИДРОСТАТИЧЕСКОГО ПРИВОДА ВЕНТИЛЯТОРОВ СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ДИЗЕЛЕЙ ЛОКОМОТИВОВ
Аннотация. Рассмотрена конструкция гидростатического привода вентилятора системы охлаждения дизелей пассажирских локомотивов серии ТЭП70 в/и. По результатам анализа неисправностей узлов и деталей системы охлаждения тепловозов установлено, что основными причинами выхода из строя гидростатического привода вентиляторов являются разрушение корпуса и перегрев подшипников гидромотора, утечка масла в месте установки резиновой диафрагмы и потеря жесткости пружины терморегулятора. Причинами возникновения перечисленных неисправностей чаще всего являются нарушение температурных режимов работы и низкий ресурс деталей.
В статье рассмотрены вопросы по повышению эффективности работы гидростатического привода вентилятора системы охлаждения дизелей локомотивов. Увеличения ресурса гидромотора можно достичь путем исключения холостого режима из времени его работы, так как он связан жесткой муфтой с ведущим валом от дизеля. Обеспечение независимости работы гидромотора относительно работы дизеля возможно с помощью изменения конструкции гидропривода вентилятора путем установки промежуточного звена для передаточного момента вращения вала только в период необходимой полезной работы при достижении определенной температуры масла. Для повышения надежности работы терморегулятора рассмотрена возможность установки дополнительного резинового кольца с повышенной силой натяга для безаварийной работы терморегулятора при достижении максимального давления и при снижении вязкости масла. Неисправность терморегулятора часто ведет к самым серьезным последствиям, вплоть до выхода локомотива из строя, где наиболее частой причиной является потеря жесткости пружины терморегулятора, с последующим заеданием золотника, что влияет на перенаправление потока масла, и, как следствие, высока вероятность повышения температуры масла и (или) воды в системе. Рассмотрены основные неисправности гидропривода вентилятора и способы их решения, что позволит значительно повысить надежность работы и эффективность работы пассажирских локомотивов.
Ключевые слова: тепловоз, гидропривод вентиляторов, система охлаждения, повышение эффективности, надежность.
