Введение В настоящее время рассматривается внедрение на отечественных железных дорогах потележечного торможения с установкой тормозных цилиндров в зонах тележек или непосредственно на тележках [1-3]. В РФ также появляются адаптированные к российским условиям зарубежные тормозные системы и соответствующие ходовые части. Отечественные тормозные системы представлены большей частью конструкторскими проработками и изобретениями.Расположение цилиндров на тележках имеет ряд преимуществ по сравнению с традиционными тормозными системами: унификация тормозов для значительного количества вагонов (удобство при изготовлении, обслуживании и ремонте), освобождение подвагонного пространства. Кроме того, такие схемы содержат меньшее количество шарнирных соединений, чем в традиционных схемах, что повышает надежность системы и КПД. Также новые схемы рычажных передач могут позволить увеличить толщину применяемых колодок. В частности, согласно исследованиям [4], существующая конфигурация рычажной передачи грузовой тележки наиболее оптимально подходит для колодок максимальной толщиной 50+5 мм (при максимально допустимом отклонении вертикального рычага 35˚).В связи с этим разработка прототипа такой системы для отечественных типовых тележек, соответствующих требованиям и условиям российских железных дорог, является актуальной. Причем применение  в таких системах отечественных тормозных приборов предпочтительно.Для решения этой задачи были разработаны две тормозные системы [5-7]. Обе схемы предполагают применение типовых отечественных грузовых тележек и тормозных цилиндров 670В (со встроенным авторегулятором). В данной работе рассмотрим эти модели и определим оптимальную, которая будет предложена к разработке в качестве прототипа.  Определение оптимальной конструкции унифицированной рычажной передачи для тележек двухосных типа 2 и типа 3 (ГОСТ 9246-2013)  На рис. 1 [5; 6] и 2 [7] показаны варианты предлагаемых конструкций с тормозными балками, выполненными из двух листов каждая, с выштамповкой под установку цилиндров и распорок. Корпуса цилиндров закреплены шарнирно между двумя поясами тормозных балок. Подробно рассмотрим достоинства и недостатки применения конструкции, изображенной на рис. 1.  Рис. 1. Вариант тормозной системы с цилиндрами 670В и общей распоркой      К достоинствам можно отнести минимально возможное количество элементов при условии установки двух цилиндров. Это, в свою очередь, повышает надежность системы и снижает необрессоренную массу. Схема достаточно проста для регулировки.Но имеется и ряд недостатков. Для стабильной работы и равномерного и симметричного воздействия на балки необходимо исключить перекосы в шарнирах, возникающие при относительном вертикальном смещении балок (как при изготовлении, так и при эксплуатации). Другой проблемой является  различие усилий, воздействующих на распорку от рычагов, что может вызвать ее существенное смещение в продольном направлении и привести к несимметричному распределению усилий и перемещений в системе.Кроме того, в процессе эксплуатации происходит износ колодок и колес, что потребует определенной схемы регулировки.Первая проблема может быть решена путем постановки в шарнирное соединение рычага с головкой штока и соединения распорки с рычагом шарнирных подшипников (ШС) по ГОСТ 3635-78. На рис. 3 показан подшипник ШС30 (с отверстиями и канавками для смазки во внутреннем кольце, внутренним диаметром Ø30 мм, высотой 22 мм, углом поворота внутреннего кольца относительно наружного α=6º; допускаемая радиальная нагрузка - 353040 Н (36000 кгс)). Применение таких подшипников хорошо себя зарекомендовало в рычажных передачах тормоза на отечественном тяговом подвижном составе.Закрепление тормозного цилиндра в тормозной балке с возможностью поворота в вертикальной плоскости возможно также при помощи специального поворотного кронштейна [8; 9].  Рис. 2. Вариант тормозной системы с цилиндрами 670В и двумя независимыми распорками           Определим наиболее значимые факторы, вызывающие различие усилий, воздействующих на распорку:- величина давления (при расчете на юз или эффективность) в цилиндрах вызывает максимальные отклонения усилий, приложенных от цилиндров к распорке;- максимально возможные допуски на размеры плеч рычагов ±1;- расхождение в усилиях начальной затяжки оттормаживающей пружины цилиндра 670В составляет ±7 кгс. Максимальное и минимальное усилия на штоке при полном служебном торможении груженого вагона, согласно типовому расчету тормоза,;Pшт.min = 7,89 кН (789 кгс), Pшт.max = 9,1  кН (910 кгс),где dц = 203 мм (20,3 см) - диаметр цилиндра; pц.min = 0,3 МПа (3,0 кгс/см2), pц. max = 0,34 МПа (3,4 кгс/см2) - минимальное и максимальное значения давления в тормозном цилиндре для груженого вагона;  - КПД цилиндра;  кН (120,05 кгс) при выходе штока 65 мм;  - КПД  рычажной передачи.Таким образом, при равных выходах штока получим разность усилий на концах распорки:ΔPрасп.=((Pшт+7)(371+1)/129-1)-((Pшт-7)(371-1)/129+1).При Pшт.min=789 кгс, ΔPрасп.=87,7 кгс, при Pшт.max= 910 кгс ΔPрасп.=95 кгс.Наиболее возможными вариантами решения этой проблемы представляются установка пружин между распоркой и тормозными балками, а также применение шарнирного опирания распорки на кронштейны, установленные на надрессорной балке. Возможны варианты поперечных связей боковин и распорки. Эти варианты значительно усложнят конструкцию и потребуют дополнительных экспериментальных исследований.Вариант тормозной системы с двумя независимыми распорками (рис. 2) не имеет такого недостатка. Перекосы в шарнирах исключаются аналогично первой схеме. К недостаткам относится большее количество элементов (дополнительная распорка и две оси) и более сложная схема регулировки (однако дополнительных экспериментов не требуется). В связи с этим наиболее подробно рассмотрим применение схемы, изображенной на рис. 2, в том числе разработаем схему регулировки.       Рис. 3. Подшипник ШС30 (ГОСТ 3635-78) в нормальном положении (слева) и с относительным смещением колец (справа)     В конструкции появляется дополнительная точка приложения усилия к балке, укорачиваются рычаги по сравнению с первой схемой. Передаточное отношение выглядит следующим образом: n=1+(2a+b)/b.Согласно ТУ 3184-503-05744521-95 на цилиндр 670В, суммарный выход штока и винта составляет 345 мм (выход винта относительно поршня - 245 мм, рабочий ход поршня - 100 мм). При максимальном расчетном для унифицированной системы (с цилиндром 670В) с раздельным торможением передаточном отношении n=4,88 и максимальном зазоре между колодкой и колесом δк=8 мм получим максимально возможную величину износа колодки без учета износа обода колеса:   ; мм.         (1)Таким образом, максимальная толщина полномерной колодки составит 73 мм. Это значение превышает максимально возможную толщину применяемых колодок (65+5 мм). Этот результат будет являться предварительным. Для уточнения необходимо вычесть величину упругой составляющей выхода штока и винта из величины L. При этом разработка схемы регулировки системы при износах колес будет являться определяющей для максимальной величины колодки, поскольку будет учитывать и величину износа колеса между переключениями монтажных размеров.Рассмотрим характеристики рычажной передачи при номинальном n=4,86. При этом плечи рычага, воздействующего средней частью на тормозную балку, имеют допуски а±0,5; (а+b)±0,5, а максимальное передаточное отношение n=4,88.В соответствии с формулой  (1) запас хода по винту и выходу штока при n=4,86 также составит Δt=63 мм.  Разработка схемы регулирования тормозной системы в зависимости от износа колодок и колес            24 Износ колеса учитывается традиционно при помощи дополнительных компенсационных отверстий в элементах рычажной передачи. В качестве основного варианта предлагается выполнять дополнительное отверстие в головке штока и по три дополнительных в концах распорки (всего достаточно пяти отверстий). Согласно ГОСТ 10791-2011 и Инструкции по осмотру, освидетельствованию, ремонту и формированию вагонных колесных пар   ЦВ-944 [10], можно определить минимальный и максимальный размер колеса. Максимальный (в соответствии с ГОСТ 10791-2011 диаметр по кругу катания колеса D1=957±7 мм) диаметр составит Dmax=964 мм.Минимальный диаметр определяется в соответствии с предельной толщиной обода колеса для грузовых вагонов 22 мм. Диаметр колеса по ободу D2=810-10 мм. Таким образом, Dmin=800+2·22=844 мм. Максимально возможный износ колеса Δкол.=120 мм (60 мм толщины обода). Рассмотрим применение колодок толщиной 60±4 мм в соответствии с таблицей Руководства 732-ЦВ-ЦЛ [11], а именно максимальной толщиной 64 мм. Разделим величину полного износа на 6 ступеней переключений монтажных размеров с интервалом по 10 мм. С помощью 3D-модели рычажной передачи определялись положения рычагов при различных диапазонах износа колес. При этом были выявлены особенности работы системы. В частности, перемещение подвесок вверх (при предельном износе колес и колодок) приводит к значительному уменьшению расстояния между распоркой и надрессорной балкой. Это обстоятельство было учтено при разработке и корректировке размеров рассмотренной модели. Была изменена конструкция тормозной балки, а также увеличена длина и величина эксцентриситета распорки. Прочностной расчет тормозной балки был проведен по формулам сопротивления материалов и по МКЭ. Получены близкие значения результатов расчетов обоими способами, причем напряжения не превышали допускаемых. Расчет по МКЭ показал некоторое увеличение напряжений в местах выштамповок по сравнению с расчетом по формулам сопромата. На рис. 4 показаны результаты расчетов тормозной балки с помощью МКЭ.  Рис. 4. Результаты прочностного расчета тормозной балки      На рис. 5 показана схема рычажной передачи тележки с основными регулировочными размерами, имеющими типовой шаг 50 мм.Монтажные размеры элементов рычажной передачи по аналогии с таблицами Руководства 732-ЦВ-ЦЛ [11] показаны в таблице. 25 Размер n определяет расположение оси соединения рычага в головке штока (на внутреннем отверстии - 0, на внешнем - 50) размер Р определяет длину распорки. При этом размер С* (расстояние между осью крепления цилиндра и внутренним отверстием в головке его штока) будет справочным. Он характеризует суммарную величину хода штока и размера винта регулятора при износе колеса по радиусу на величину от 0 до 10 мм и колодки на величину от 0 до 54 мм на каждой ступени переключения монтажных размеров.          Рассмотренная рычажная передача работоспособна и может быть рекомендована в качестве прототипа для разработки конструкторской документации и изготовления опытного образца.Следует рассмотреть подробно действие рычажной передачи в пределах каждой из 6 ступеней переключения монтажных размеров при износе колеса на 10 мм.            Максимальный суммарный ход штока и винта, согласно таблице, с учетом максимального зазора между колодкой и колесомΔt=С*max-С*min+lшт,где  lшт=nδк =39 мм - величина выхода штока без учета упругой деформации системы при максимальном передаточном отношении и максимальном зазоре между колодками и колесами.                       По порядку (от 1 ступени до 6) от максимального (теоретически) диаметра колеса до предельно изношенного суммарный выход штока и винта составит: 348, 345, 345, 342, 343, 340 мм.Поскольку суммарный ход штока и размер винта регулятора не более 345 мм, на каждой ступени (кроме первой) получим возможность полного износа колодки толщиной 64 мм и колеса на 10 мм по радиусу. На первой ступени колодка (колесо) будут не полностью изношены на 0,6 мм, но недостаточный износ может быть скомпенсирован уменьшенным зазором  δк=7 мм. Здесь следует отметить идеализацию расчетов, поскольку фактически полного износа всех колодок одновременно не происходит, при замене наиболее изношенной колодки заменяют и остальные. 26 Полученный результат в целом характеризует возможность корректной работы разработанной схемы до полного износа колодок и колес при нормативных зазорах между колодкой и колесом δк=5-8 мм. При этом необходимо учесть компенсацию разницы между табличными величинами (С*min) для наименьшего размера С*min=592 мм на ступени № 3 и наибольшего размера  С*min=621 мм на ступени № 4:С*min(4)- С*min(3)=29 мм.Применение, например, резьбовых стяжных муфт на винте штока, предназначенных для регулировки разницы в размерах винта на разных ступенях (выставление размера С*min), а также для компенсации размеров системы (разность размеров по боковым рамам, диаметрам колес и т.д.), позволит использовать данную схему. Это можно производить либо визуально по меткам муфты, либо по количеству оборотов.При этом следует дополнительно уточнить величину выхода штока на размер упругой составляющей. Максимальный выход штока и винта будет равен lшт=nδк+ lшт.у. Это уточнение может потребовать разбиения величины общего износа обода колеса на большее количество интервалов монтажных размеров. Таблица Монтажные размеры разработанного прототипа тормозной рычажной передачи двухосной тележки грузового вагона с тормозными колодками толщиной 60±4 ммОбозначение размераВеличина размера, мм, при среднем диаметре колес тележки Dср=(D1+D2)/2№ 1№ 2№ 3№ 4№ 5№ 6964-944944-924924-904904-884884-864864-844n005005050Р725775775825825875С*616-925595-901592-898621-924617-921595-896 Заключение           Разработанная модель рычажной передачи является полностью работоспособной и предлагается для применения на трехэлементных тележках грузовых вагонов с регулировкой давления в цилиндрах при помощи авторежима.          Максимальная толщина композиционных колодок для разработанной схемы составляет 64 мм. Для регулировки длины винта в начальном положении С*min для различных ступеней переключения при полномерных колодках необходимо ввести стяжную муфту, учитывая, что минимальный размер самого винта и штока должен оставаться равным 592 мм при прижатых колодках.   Однако такая мера достаточна для разработанного прототипа, основой которого является существующий цилиндр 670В. Доработка цилиндра с целью увеличения хода винта позволит отказаться от регулировки стяжной муфтой С*min и даст возможность применения колодок толщиной 65+5 мм.