гальма рухомого складу

Дата: 27.10.2022 17:38

Кількість переглядів: 30

Тема:

Перевірка подачі компресора

https://www.youtube.com/watch?v=XGRAjnxrmmE

1.1Розрахунок компресорної установки

1.2.1. Об’єм гальмової мережі поїзда (у л) розраховують за формулою:

=18.3+78+3=99.3 л.

де: , і – відповідно загальні об’єми (у л) гальмової мережі : гальмової магістралі (з відводами для під’єднання ЗР і ПР), запасних резервуарів і камер ПР; та – відповідно об’єми гальмових мереж локомотива , л;

Об’єм гальмової мережі локомотива, розраховують за формулою :

=20х(22.5+78+3)=2070 л.

V_п^г=99.3+2070=2169.3 л.

де: =1,05...1,10 – коефіцієнт, який враховує збільшення об’єму ГМ за рахунок відводів; V_ГМ– об’єм гальмової магістралі без відводів [2, табл. 100], л;), V_ВР– об’єм камер ПР (для ПР №483 ,для ПР №292 з ЕПР №305 – 3 л).

1.2.2. Годинні витрати стисненого повітря (у л/год) розраховують для випадку часто повторюваних регулювальних гальмувань за формулою:

=2169.3/1,03(60х0,2+10х0,8)+10000=52122 л/год.

де: pа =0,8 кГ/см_а=1,03 кГ/см²– барометричний атмосферний тиск при нормальних фізичних умовах; q_ГМ=0,2 кГ/(см²⋅хв) – нормативна щільність ГМ поїзда; k=10 – кількість регулювальних гальмувань за годину в найбільш несприятливому випадку (рух на затяжних спусках); =0,8 кГ/см ²– зменшення тиску в ГМ при службовому гальмуванні; Q_л=9000…12000 л/год – годинні витрати стисненого повітря на потреби локомотива.

1.2.3. Об’єм головних резервуарів визначається з умови наповнення ГМ без живлення ЗР після ЕГ при непрацюючому компресорі за формулою:

=468.3*1.54=721.18л.

V^п_гм=18.3+22.5*20=468.3 л.

V^п_зр=78+78*20=1638 л.

V^п_пр=3+3*20=63 л.

де: – зменшення тиску в ГМ поїзда при ЕГ, приймається на рівні середнього зарядного тиску: для ПР №483 і №270 – 5,4 кГ/см=3,5 кГ/см², для ПР №388 – 6,1 кГ/см², для ПР №292 – 5,1 кГ/см²; =3,5кГ/см ²– максимально допустимий перепад тиску в ГР після ЕГ.

Номінальний ( ) об’єм ГР локомотива у вітчизняній практиці звичайно реалізується послідовним з’єднанням декількох резервуарів типу Р10 однакового об’єму із стандартного ряду: 170, 200, 250, 300, 350, 500 або 600 л [2, табл. 129]. При цьому на кожній секції локомотива рекомендується об’єм ГР утворювати щонайменш двома резервуарами для кращого їх охолодження.

1.2.4. Продуктивність компресора (у м³/хв) розраховують за формулою

=1,5(52122/60000+0,13)=1.5м³/хв

де: – коефіцієнт, яким враховують перерви в роботі компресора для його охолодження; =0,13...0,14 м³/хв – витоки стисненого повітря з гальмової мережі локомотива.

Попередньо обирають компресор, який має номінальну подачу відповідно до умови формули. Якщо потрібна подача не може

бути забезпечена одним компресором, то обирають два і більше компресорів однієї марки за їх сумарною подачею. В разі декількох компресорів, які працюють на загальний ГР, локомотив обов’язково слід обладнати пристроєм блокування для почергової роботи компресорів аби унеможливити їх перегрів. Безперервна робота одноступінчастого компресора дозволяється протягом не більше 15 хв; двоступінчастого – 45 хв, але не частіше одного раза у 2 год. Звичайний режим роботи компресора такий, що час увімкненого (під навантаженням) стану дорівнює часу вимкненого стану при загальній тривалості циклу 10 хв.

При виборі марки компресора для залізничного тягового рухомого складу колії 1520 мм також слід брати до уваги номінальний тиск нагнітання, який повинен бути не менш: 9,0 кГ/см²– для компресорів з електродвигуном; 8,5 кГ/см²– для компресорів з дизель-двигуном; 8,0 кГ/см²– для компресорів моторвагонного рухомого складу.

1.2.5. Вибір компресора та головних резервуарів може потребувати ітераційної процедури. Придатність попередньо обраних об’єму ГР та марки компресора (за п. 1.2.4) слід перевірити для випадку відпуску та зарядки гальма після повного службового гальмування (ПСГ) за умовою:

=10^-3/1,5х1,03(1,5х468.3+[5,1-3,7]х1638+1,2х63+0,2х2169.3х1,5-2,0х266.2)=

=2.065 м³/хв

де: t– розрахунковий час відпуска гальм після ПСГ з підзарядкою ЗР, приймають для складів: =1,5 кГ/см²– зменшення тиску в ГМ поїзда при ПСГ; – зарядний тиск у ЗР, приймають рівним з формули (1.4); – тиск у ЗР при ПСГ, приймають для ПР №483 , для ПР №292 з ЕПР №305 – 3,7 кГ/см²; – перепад тиску в камерах ПР при ПСГ, приймають для пасажирських – 1,2 кГ/см²; =2,0 кГ/см_о²– максимально допустимий перепад тиску в ГР після ПСГ.

Прийнятий у п. 1.2.3 об’єм ГР (в л) додатково перевіряють за умовою зглажування поштовхів тиску від роботи компресора, які при несприятливому збігу обставин можуть призвести до небажаного спрацювання гальма на відпуск. Емпірично встановлено, що об’єм ГР повинен більш як у 100 разів перевищувати об’єм, який описують поршні циліндрів високого тиску компресора, що працює на даний ГР. Отже:

=(2х110х110²)/10000=266.2 л.

де: , і – відповідно, кіль

кість циліндрів у компресора на останньому ступені стиснення, ход (мм) і діаметр (мм) їх поршнів.

Якщо умови, які виражені формулами виконуються, то необхідно вибрати марку компресора з іншими характеристиками та/або ГР потрібного об’єму. Параметри та спроектованої компресорної установки повинні задовільняти умовам формул.

Після остаточного визначення з маркою та параметрами компресора слід розрахувати для нього потрібну потужність (у кВт) двигуна привода за формулою:

=3,78·0,86·2.065/(0,7·0,72·0,85)=15.7 кВт- на 2 копресора, 7,85- 1 компресор.

де: – коефіцієнт, що враховує перепад абсолютних тисків повітря, що всмоктується та нагнітається, який для компресорів з перепадами тисків 8...9 кГ/см ²приймають 0,70 – для двоступінчастих; – індикаторний ізотермічний к.к.д., приймають:0,72 – для двоступінчастих; = 0,80...0,85 – механічний к.к.д. компресора.

Окремо важливо проробити питання очищення й осушування стисненого повітря, яке продукує компресорна установка. При цьому як засоби очищення використовують масловідділювачі та фільтри. Останні встановлюють і на самому початку пневмосхеми (на тракті всмоктування навколишнього повітря), і широко використовують для захисту від механічних забруднень внутрішніх отворів відповідальних елементів пневмосхеми (ПР, реле тиску тощо).

Як засоби вологовідділювання найбільшого поширення у практиці локомотивобудування набули: охолоджувальні контури, сепаратори й адсорберні установки. Названі способи забезпечують такі відсотки виділення вологи зі стисненого повітря: охолоджувальні контури між комресором і ГР – до 60 %; жалюзійні сепаратори всередині ГР – до 90 %; На відміну від адсорберної установки сепаратори та охолоджувальні контури практично не потребують експлуатаційних витрат для підтримки їх працездатності. Наприклад, жалюзійний сепаратор це набір металевих перфорованих пластин, які розміщюють всередині резервуара для утворення перешкод прямому шляху стисненого повітря. На пластини сепаратора виділяється конденсат, який поступово стікає в нижню частину резервуара, звідкіля його періодично видаляють крізь водоспускний кран. Пластини сепаратора сприяють охолодженню стисненого повітря після компресора але

дещо зменшують ємність резервуара в якому вони розміщені. Найпростіший охолоджувальний контур має вигляд похилої (або завитої у змійовик) довгої труби між компресором і ГР, яка обладнується резервуаром-вологозбірником або водоспускним краном.

Всі вжиті заходи щодо очищення й осушування стисненого повітря викладають у ПЗ. На завершення для компресорної установки приймають типові регулятори тиску, розвантажувальні, запобіжні та зворотні клапани, а також клапани продувки, водоспускні та роз’єднувальні крани.

1.2.6. Проектування охолоджувального контуру

Формула для проектного розрахунку охолоджувального контура є такою:

=356,8 К

де: та – відповідно абсолютні температури стисненого повітря на виході з охолоджувача та на вході в охолоджувач, K =293,15 K – розрахункова абсолютна температура навколишнього повітря; – довжина труби охолоджувача, м; – коефіцієнт теплопередачи одиниці довжини труби охолоджувача, Вт/(м·К); Gox – масова витрата стисненого повітря крізь охолоджувач, кг/с;cp =1000...1010 Дж/(кг·К) питома теплоємність гарячого стисненого повітря при постійному тиску.

Питомий коефіцієнт теплопередачі труби розраховують за формулою:

= Вт/(Км)

де: і – коефіцієнти тепловіддачі відповідно від стисненого повітря до внутрішьої поверхні труби охолоджувача і від наружної поверхні цієї ж труби до навколишнього повітря, Вт/(К·м) і – відповідно внутрішній та наружний діаметри труби охолоджувача, м; =45,4 Вт/(К·м) – коефіцієнт теплопровідності сталі; – відношення площі поверхні охолоджувальних ребер до власної площі наружної поверхні труби охолоджувача (без ребер), приймають: для гладкої труби =0, інакше =1...3 залежно від конструкції ребер.

В даному випадку коефіцієнти тепловіддачі розраховують за формулами (тут індексом „1” позначено параметри стисненого повітря, яке знаходиться в трубі охолоджувача, а індексом „2” – параметри навколишнього повітря):

= Вт/(Км)

Вт/(Км)

Де , , та – параметри повітря, відповідно: коефіцієнт теплопровідності, Вт/(К·м); коефіцієнт динамічної в’язкості, Па·с; швидкість потоку, м/с та густина, кг/м³.

Коефіцієнт теплопровідності повітря залежить від тиску та температури: для першого ступеня стиснення можна прийняти =0,04 Вт/(К·м), для другого – =0,05 Вт/(К·м); для стандартного атмосферного тиску та температури +20 =0,0257 Вт/(К·м).

В разі застосування формули (1.9) для проектування контуру охолодження стисненого повітря, який призначено для застосування між ступенями стиснення компресора залізничного локомотива, з конструктивних міркувань задають довжину розгортки труби змійовика охолоджувача <15 м. При цьому температура стисненого повітря на виході з компресора не повинна перевищувати +180 ^oC.

Процес стиснення повітря у компресорі можна вважати адіабатним для якого на кожному ступеню стиснення справедливе рівняння:

= К=+190⁰С, що є гранично припустимим.

де: та – відповідно абсолютні температури повітря на початку та в кінці стиснення, К; та – відповідно надлишкові над атмосферним поточні тиски повітря на початку та в кінці стиснення, кГ/см. Для першого ступеня стиснення приймають =293,15 К і =0.