CZ34444U1 - Zátěžový brzdový ventil pro brzdění kolejového vozidla - Google Patents

Description

Zátěžový brzdový ventil pro brzdění kolejového vozidla

Oblast techniky

Předmětem technického řešení je uspořádání zátěžového brzdového ventilu pro kolejová vozidla se zlinearizovanou charakteristikou.

Dosavadní stav techniky

Jednoduchá brzdová výstroj výrobce DAKO kolejového osobního nebo nákladního vozu pozůstává z několika základních komponentů, a to z brzdového potrubí, rozvaděče, pomocného vzduchojemu, rozvodového vzduchojemu, řídícího vzduchojemu, brzdového zátěžového ventilu, snímače ložení a brzdového válce. Základní schéma brzdy DAKO je znázorněno na připojeném obr. 6. V pohotovostním stavu jsou stlačeným vzduchem z hlavního potrubí VII naplněny všechny potrubní prostory rozvaděče, pomocný a rozvodový vzduchojem I, II. Pracovní prostory řídícího vzduchojemu VII, zátěžového brzdového ventilu IV a brzdového válce III jsou v pohotovostním stavu odvětrané. K aktivaci pneumatické brzdy kolejového vozidla dochází při poklesu tlaku v hlavním potrubí VII. Tlaková změna se z hlavního potrubí VII šíří dále do potrubních prostorů rozvaděče V (napojeného také na napájecí potrubí VIII, jestliže je toto potrubí součástí brzdové výzbroje vozu), který se tak uvádí do činnosti. V závislosti od velkosti poklesu tlaku v hlavním potrubí VII se prostřednictvím rozváděče V plní stlačeným vzduchem o příslušné hodnotě řídící vzduchojem VI, z kterého dále proudí vzduch do brzdového zátěžového ventilu IV, který následně propojí pomocný vzduchojem I s brzdovým válcem III. Dochází tak k vyvození brzdné sily.

Zátěžový brzdový ventil DAKO se skládá ze dvou konstrukčních celků, a to z části rozvodné apřestavné. Hlavní součásti rozvodné části jsou řídící píst rozvodné části ventilu, vstřícný píst, dvojramenná páka, pístnice řídícího pístu, dutá pístnice a podvojná záklopka. Hlavními komponenty přestavné části jsou řídící píst přestavné části, tlačná regulační pružina, volnoběžka, pístnice a pohyblivá podpěra.

Brzdění podle nákladu znamená přizpůsobení brzdné síly okamžité hmotnosti vozidla. Změna velkosti brzdné sily nastává pneumaticky kontinuální změnou tlaku v brzdovém válci v závislosti na hmotnosti vozidla. Regulace brzdné síly se uskutečňuje prostřednictvím řídícího tlaku T, který se přivádí od snímače ložení umístěného v místě vypražení vozidla. Na základě velkosti řídícího tlaku T ze snímače ložení a pilotního tlaku Cv z řídícího vzduchojemu je vytvořen v zátěžovém brzdovém ventilu tlak C do brzdového válce. Závislost tlaku C na tlaku T je nelineární, což je způsobené převodem na dvojramenné páce ventilu. V minulosti nastavení charakteristiky zátěžového brzdového ventilu v kombinaci s litinovými brzdovými špalky nebyl až takový problém, protože jeho nelinearita byla do značné míry vykompenzována klesajícím součinitelem tření na třecí dvojici „brzdový špalík - dvojkolí“ pří zvyšujícím se přítlaku brzdových špalků na kola. Docházelo tedy k tomu, že rostoucí průběh charakteristiky ventilu byl korigován klesaj ícím průběhem charakteristiky součinitele tření na třecí dvojici. Výsledná charakteristika brzděni se tak blížila k ideální charakteristice, to znamená, že nedocházelo ani k přebrzdění, ani k podbrzdění vozidla. Takovým způsobem bylo možné bez jakýchkoli komplikací dosáhnout předepsaného tolerančního pásma brzdové účinnosti, která se vyjadřuje pomocí brzdícího procenta λ. S vývojem legislativy a rostoucími environmetálními nároky na železniční dopravu se od litinových brzdových špalíků přešlo k používání špalíků vyrobených z kompozitních materiálů. Jedním z hlavních důvodů k takovému kroku byla snaha o snížení emisí hluku při brzdění vlaku.

V současnosti existuje několik mezinárodně schválených typů kompozitních špalíků, přičemž při jejich aplikaci dochází ke komplikacím, zejména při návrhu a výpočtu brzdy. Příčinou těchto komplikací je relativně konstantní průběh třecího koeficientu kompozitních špalíků, neboť se

-1 CZ 34444 UI zvyšujícím se přítlakem špalíků na kolo nedochází až k tak velkému poklesu hodnoty součinitele tření jako při špalících litinových.

Z výše uvedeného rozdílu vlastností mezi litinou a kompozitními materiály dochází ke komplikacím při výpočtu samotné brzdy a stanovení parametrů zátěžového brzdového ventilu tak, aby se vyhovělo platné UIC a TSI legislativě určující hranice rozsahu hodnoty brzdové účinnosti, a to konkrétně pro vlaky jezdící v režimu „SS“ je λ = 100 125%, pro vlaky jezdící v režimu „S“ je/. 65 : 125%. Proto je nutné posouvat krajní výpočtové body výsledné brzdové charakteristiky na hranici horní tolerance tak, aby nedocházelo k propadnutí brzdové účinnosti pod dolní hranici tolerance pro středně ložený vůz.

Podstata technického řešení

Cílem tohoto technického řešení je zlepšit současnou konstrukci zátěžového brzdového ventilu, aby se dosáhlo co nej ideálnější brzdové charakteristiky kolejového vozidla, a tedy vlakové soupravy, bez nutnosti použití dalších přídavných zařízení.

Předmětem tohoto technického řešení je zátěžový brzdový ventil pro brzdění kolejového vozidla, podle nákladu s přizpůsobením brzdné síly okamžité hmotnosti vozidla, napojený na přívod řídícího tlaku T od snímače ložení, obsahující řídící píst přestavné části ventilu, který je spojený prostřednictvím pístnice s pohyblivou podpěrou, jejíž poloha definuje převod m:n ramen na dvojramenné páce. Tato ramena jsou jednotlivě ve styku jednak s pístnicí řídícího pístu rozvodné části ventilu, na který trvale působí tlak Cv z řídícího vzduchojemu brzdového systému, a jednak s dutou pístnicí vstřícného pístu, kde prostor nad tímto pístem je spojen s brzdovým válcem III, napájeného stlačeným vzduchem kanálem z pomocného vzduchojemu I tlakem R přes podvojnou záklopku.

Podstata tohoto technického řešení spočívá v tom, že zátěžový brzdový ventil obsahuje soustavu nejméně dvou tlačných pružin zapojených paralelně nebo sériově s výslednou lomenou charakteristikou, které j sou uloženy koaxiálně pro definování působení žádoucí síly v daném okamžiku na řídící píst přestavné části ventilu a pro zlinearizování charakteristiky zátěžového brzdového ventilu.

V jednom provedení technického řešení soustava tlačných pružin obsahuje dvě až tři tlačné pružiny, a to tlačnou pružinu velkou a tlačnou pružinu malou, případně i tlačnou pružinu středovou, které jsou zapojeny paralelně.

V jiném provedení tohoto řešení soustava tlačných pružin obsahuje tři tlačné pružiny, a to tlačnou pružinu primární, tlačnou pružinu sekundární a tlačnou pružinu terciární, které jsou zapojeny sériově.

V dalším provedení tohoto řešení tlačná pružina sekundární a tlačná pružina terciární jsou nahrazeny pružinou s duální charakteristikou.

Uvedené konstrukční řešení značně eliminuje nelineárnost výsledné brzdové charakteristiky vozidla, která je zapříčiněna nelineární charakteristikou zátěžového brzdového ventilu.

Objasnění výkresů

Na připojených výkresech jsou zobrazeny příklady provedení předloženého technického řešení.

- 2 CZ 34444 UI

Na obr. 1 je průběh charakteristiky brzdění kolejového vozidla vybaveného špalíkovou brzdou s litinovými špalíky PÍ0, na obr. 2 průběh charakteristiky brzdění kolejového vozidla vybaveného špalíkovou brzdou s kompozitními špalíky K.

Na obr. 3 je porovnání ideální (červená křivka) a původní lineární (modrá křivka) charakteristiky tlačné regulační pružiny v přestavné části zátěžového brzdového ventilu.

Na obr. 4 je porovnání ideální a původní charakteristiky brzdění kolejového vozidla vybaveného špalíkovou brzdou s kompozitními špalíky K.

Na obr. 5 je příklad průběhu vylepšené charakteristiky brzdění kolejového vozidla vybaveného špalíkovou brzdou s kompozitními špalíky K.

Na obr. 6 je schématické znázornění návaznosti komponentů brzdy DAKO.

Na obr. 7 je funkční schéma zátěžového brzdového ventilu s původním konstrukčním řešením přestavné části s jednou tlačnou pružinou a volnoběžkou.

Na obr. 8 je funkční schéma zátěžového brzdového ventilu s konstrukčním řešením přestavné části podle předloženého řešení se soustavou dvou paralelně zapojených pružin.

Na obr. 9 je funkční schéma zátěžového brzdového ventilu s konstrukčním řešením přestavné části podle tohoto řešení se soustavou tří paralelně zapojených pružin.

Na obr. 10 je funkční schéma zátěžového brzdového ventilu s konstrukčním řešením přestavné části se soustavou tří sériově zapojených pružin podle tohoto technického řešení.

Na obr. lije funkční schéma zátěžového brzdového ventilu s konstrukčním řešením přestavné části se soustavou dvou sériově zapojených pružin podle tohoto technického řešení.

Příklady uskutečnění technického řešení

Názorné příklady konstrukčních provedení tohoto technického řešení jsou podrobně vysvětleny v následujícím textu, včetně funkce zátěžového brzdového ventilu.

Propad křivky brzdové účinnosti vozidla z důvodu nelineární charakteristiky zátěžového brzdového ventilu se dá v praxi vyřešit pro konkrétní brzděnou hmotnost vozidla dvěma způsoby, buď mechanicky změnou převodu tyčoví při stálém tlaku v brzdovém válci, nebo pneumaticky změnou tlaku v brzdovém válci při stálém převodu tyčoví. V následujícím textu se pojednává pneumatické řešení, to je úprava přestavné části zátěžového brzdového ventilu, a to konkrétně úprava jeho charakteristiky prostřednictvím změny charakteristiky tlačné regulační pružiny, od které de facto závisí velikost vnitřního převodu na dvojramenné páce, a tedy velikost tlaku C do brzdového válce.

Průběh změn pilotního tlaku Cv v řídícím vzduchojemu VI se přenáší prostřednictvím řídícího pístu 13 rozvodné části ventilu a pístnice 22 na dvojramennou páku 9, dutou pístnici 23 a vstřícný píst 20 do brzdového válce III, který je napájený stlačeným vzduchem kanálem 16 do brzdového válce III od pomocného vzduchojemu I tlakem Rpřes otevřené vnější sedlo podvojné záklopky 17. Zátěžový brzdový ventil je tedy zařízení, které umožňuje udržovat tlak vzduchu v brzdovém válci III na hodnotě vyplývaj ící z momentové rovnováhy na dvoj ramenné páce 9 opíraj icí se svou spodní částí o pohyblivou podpěru 8. Na řídící píst 13 rozvodné části ventilu působí trvale tlak Cv z řídícího vzduchojemu VI, přičemž na vstřícný píst 20 působí tlak C od brzdového válce III.

-3CZ 34444 UI

Poměr ramen m:n na dvojramenné páce 9 je možné měnit posunem pohyblivé podpěry 8, přičemž dochází i ke změně velikostí momentů na dvojramenné páce 9. Tlak v brzdovém válci III tím nabývá různé hodnoty v závislosti od okamžité polohy otočného bodu pohyblivé podpěry 8.

Poloha pohyblivé podpěry 8 závisí od velikosti řídícího tlaku T a výsledné tuhosti soustavy tlačných pružin. Tato soustava může být řešena vícerými způsoby, jak je znázorněno na obr. 8 až obr. 11, kde tlačná pružina 4 velká, tlačná pružina 5 malá a tlačná pružina 6 středová (obr. 8, obr. 9) jsou zapojené paralelně a pružiny 26. 28. 30. 31 (tlačná pružina 26 primární, tlačná pružina 28 terciární, tlačná pružina 30 sekundární a tlačná pružina 31 s duální charakteristikou na obr. 10 a obr. 11) jsou zapojené sériově. Taková soustava pružin působící na řídící píst 3 přestavné části ventilu má výslednou charakteristiku lomenou, což znamená, že v určitém okamžiku po dosažení definované hodnoty poměru ramen m:n na dvojramenné páce 9 nastane skoková změna její tuhosti.

V prvním předloženém konstrukčním provedení, zobrazeném na obr. 8, je soustava tvořena dvěma tlačnými pružinami 4 a 5 (tlačnou pružinou 4 velkou a tlačnou pružinou 5 malou), které jsou zapojeny paralelně, to znamená, že řídící píst 3 přestavné části ventilu se při působení řídícího tlaku T od snímače ložení posouvá směrem od nastavovacího šroubu 2 minimálního tlaku do brzdového válce III. přičemž stlačuje zpočátku jenom tlačnou pružinu 4 velkou. Jelikož dochází k stlačení jenom tlačné pružiny 4 velké, tuhost soustavy pružin je rovna tuhosti této pružiny. Po přejetí určité vzdálenosti řídícím pístem 3 přestavné části ventilu, a tedy od okamžiku, který je definován určitým poměrem m:n na dvojramenné páce 9, dochází k stlačení i tlačné pružiny 5 malé, což vyvolá skokovou změnu v tuhosti soustavy pružin. To stejné platí i pro konstrukční provedení v předloženém pořadí jako druhé, zobrazeném na obr. 9. Výsledná tuhost soustavy pružin v daném okamžiku se potom rovná součtu tuhostí všech stlačených pružin v dané soustavě.

/í = /íy + /<2 T kg T ... + k_n

V třetím konstrukčním provedení, zobrazeném na obr. 10, je soustava pružin tvořena třemi tlačnými pružinami 26, 28 a 30 (tlačná pružina 26 primární, tlačná pružina 28 terciární, tlačná pružina 30 sekundární), které jsou zapojeny sériově, to znamená, že řídící píst 3 přestavné části ventilu se při působení řídícího tlaku T od snímače ložení posouvá směrem od nastavovacího šroubu 2 minimálního tlaku do brzdového válce III. přičemž stlačuje všechny tři výše uvedené pružiny soustavy pružin. Po přejetí určité vzdálenosti řídícím pístem 3 přestavné části ventilu, a tedy od okamžiku, který je definován určitým poměrem m:n na dvojramenné páce 9, dochází k dosednutí dorazového tělesa 27 o stěnu ventilu, což má za následek vyřazení tlačné pružiny 26 primární z funkce. Dochází tak ke změně tuhosti soustavy. Při dalším pohybu řídícího pístu 3 přestavné části ventilu směrem od nastavovacího šroubu 2 minimálního tlaku do brzdového válce III se stlačují už jenom tlačná pružina 28 terciární a tlačná pružina 30 sekundární. To stejné platí i pro konstrukční provedení předloženému v pořadí jako čtvrté a zobrazené na obr. 11, avšak s tím rozdílem, že tlačná pružina 30 sekundární a tlačná pružina 28 terciární jsou nahrazeny tlačnou pružinou 31 s duální charakteristikou. Výsledná obrácená tuhost soustavy pružin v daném okamžiku se potom rovná součtu obrácených tuhostí všech stlačených pružin v dané soustavě.

1111 1 = 77 + 77 + 77 + - ⁺ Τ~ k k_± k₂ k₃ k_n

Ve výsledné brzdové charakteristice kolejového vozidla se okamžiky, ve kterých došlo k změně tuhosti soustavy pružin v přestavné části zátěžového brzdového ventilu III, promítnou jako vrcholové body ležící v intervalu hmotnosti vozidla, v daném případě mezi 18 až 72 t (viz obr. 9).

Podle podmínek UIC má být na počátku brzdění velikost náskoku na brzdových zdržích přibližně 10 % z maximálního přítlaku. Tento požadavek je řešen tak, že dvojramenná páka 9 je v této fázi brzdění uložená na statické podpěře 10. která přitlačí dvojramennou páku 9 o horní opěrku 14 takovým způsobem, že pohyblivá podpěra 8 není v kontaktu s dvojramennou pákou 9. V náskokové fázi se (vahadlo) dvojramenná páka 9 vychýlí okolo otočného bodu statické podpěry

-4CZ 34444 UI

10. přičemž do brzdového válce III přes otevřené vněj ší sedlo podvojné záklopky 17 vnikne vzduch z pomocného vzduchojemu I a vytvoří tak prvou část náskoku nezávisle na poloze pohyblivé podpěry 8. Jakmile tlak vzduchu C v brzdovém válci III dosáhne takové hodnoty, že se jeho působením na vstřícný píst 20 spolu s působením tlaku Cv od řídícího vzduchojemu VI stlačí pružiny statické podpěry 10. klesá dvojramenná páka 9, až dosedne na pohyblivou podpěru 8. Další nárůst tlaku v brzdovém válci III je určený výlučně převodem m:n na dvojramenné páce 9.

V průběhu brzdění se rozvaděčem nastavený tlakový stupeň v řídícím vzduchojemu VI dále šíří prostřednictvím řídícího pístu 13 rozvodné části ventilu na rameno m dvojramenné páky 9. Rameno n dvojramenné páky posouvá dutou pístnici 23 a vstřícný píst 20 směrem nahoru, přičemž dutá pístnice 23 otvírá vnější sedlo podvojné záklopky 17. Spojení brzdového válce III s ovzduším je tak přerušené a dochází k jeho plnění z pomocného vzduchojemu I. Hned jakmile dosáhne tlak C v brzdovém válci III hodnoty, při které dojde k momentové rovnováze řídícího pístu 13 rozvodné části ventilu a vstřícného pístu 20 na dvojramenné páce 9, vnější sedlo podvojné záklopky 17 se zavře a zabrání tak dalšímu plnění brzdového válce III z pomocného vzduchojemu I.

V průběhu odbrzďování klesá tlak v řídícím vzduchojemu VI a zároveň i síla působící na řídící píst 13 rozvodné části ventilu a na rameno m dvojramenné páky 9. Přetlak ze strany brzdového válce III působící na vstřícný píst 20 vyvolá jeho pohyb spolu s dutou pístnici 23 směrem dolů, až se otevře vnitřní sedlo podvojné záklopky 17. Brzdový válec III je tak spojen s ovzduším přes otvor 21 ústící do dutiny v duté pístnici 23 a odvzdušňovací kanál 11.

Claims (4)

1. NÁROKY NA OCHRANU

   1. Zátěžový brzdový ventil pro brzdění kolejového vozidla, podle nákladu s přizpůsobením brzdné síly okamžité hmotnosti vozidla, napojený na přívod (1) řídícího tlaku T od snímače ložení a obsahující řídící píst (3) přestavné části ventilu, který je spojený prostřednictvím pístnice (7) s pohyblivou podpěrou (8), jejíž poloha definuje převod m:n ramen na dvojramenné páce (9), kde tato ramena j sou jednotlivě ve styku jednak s pístnicí (22) řídícího pístu (13) rozvodné části ventilu, na který trvale působí tlak Cv z řídícího vzduchojemu (VI) brzdového systému, a jednak s dutou pístnicí (23) vstřícného pístu (20) do brzdového válce (III), napájeného stlačeným vzduchem kanálem (16) z pomocného vzduchojemu (I) tlakem R přes záklopku (17), vyznačující se tím, že obsahuje soustavu nejméně dvou tlačných pružin (4, 5, 6, 26, 28, 31) zapojených paralelně nebo sériově s výslednou lomenou charakteristikou, které jsou uloženy koaxiálně pro definování působení žádoucí síly v daném okamžiku na řídící píst (3) přestavné části ventilu a pro zlinearizování charakteristiky zátěžového brzdového ventilu.
2. 2. Zátěžový brzdový ventil podle nároku 1, vyznačující se tím, že soustava tlačných pružin obsahuje dvě až tři tlačné pružiny, a to tlačnou pružinu (4) velkou a tlačnou pružinu (5) malou, případně i tlačnou pružinu (6) středovou, které jsou zapojeny paralelně.
3. 3. Zátěžový brzdový ventil podle nároku 1, vyznačující se tím, že soustava tlačných pružin obsahuje tři tlačné pružiny, a to tlačnou pružinu (26) primární, tlačnou pružinu (30) sekundární a tlačnou pružinu (28) terciární, které jsou zapojeny sériově.
4. 4. Zátěžový brzdový ventil podle nároku 3, vyzn aču j ící se tím, že tlačná pružina (30) sekundární a tlačná pružina (28) terciární jsou nahrazeny pružinou (31) s duální charakteristikou.